当前位置:返回首页 > 新闻动态 > 行业资讯 >

膜片联轴器的有限元优化设计

发布者:鑫程机械  发布日期:2017-07-10

金属膜片挠性联轴器主要有金属膜片组、法兰盘、两端轴、中间轴和链接螺栓组成,是一种有广泛发展前途新型的可取代齿式联轴器和弹性联轴器的两轴挠性连接装置。目前常用结构有圆环式、多边式和束腰式。由于圆环式结构简单、制造方便而较为广泛的应用。20世纪80年代有引进的各种装置、设备或引进的技术制造的设备上均大量配用此种联轴器。实践证明,金属膜片联轴器失效在通常情况下均为膜片疲劳环所致,因为许多学者致力于膜片应力和寿命分析,从中影响因素。本次是在重载、高转速、安装有较大偏差工况下对给定的8孔联轴器中的圆环膜片进行应力计算。从中寻求合理的膜片结构参数和允许的安装误差及大承受载荷。

三、主要技术参数及任务

有关技术参数

(1)单个膜片的结构尺寸如右图所示。

(2)膜片数量17片

(3)工作参数功率 转速 

(4)允许安装误差 允许的偏转角 允许轴向位移 

(5)材料为:1Cr18Ni9 材料密度  杨氏模量 ,泊松比 

用ANSYS软件求圆环膜片由离心力所产生的应力

(1)离心惯性应力ANSYS应力计算流程

(2)有限元模型各节点的应力结果

(3)节点应力计算结果

( 4 )节点应力分析结果

四、力学模型简化

在取出的1/4膜片边缘截面上采用固定约束处理;中间螺栓孔处根据不同工况分别固定径向位移和根据工作参数给定轴向位移;小孔边缘采用刚性域(加固)处理。膜片内外环边自由。

具体计算工况为:离心惯性力产生的离心应力

高转速机械的离心惯性力在结构的应力计算中十分重要,该联轴器的转速为 ,其离心惯性力可以按径向体力 加载,方向沿径向向外,固定中间螺栓孔的径向位移、周向位移和轴向位移,周边无其他载荷作用。

五、1/4有限元模型的建立

根据简化的力学模型,在ANSYS软件中建立实体模型。采用壳单元SHELL63进行有限元网格划分,生成有限元模型。

由于实际工作时在螺栓孔周边与法兰相连而加固,我们采用刚性域处理,周边小范围内厚度加大。边界条件和载荷按简化的力学模型给出。

ANSYS自动生成的有限元模型结点数为592,单元数为516,在螺栓孔附近应力梯度较大,所以节点较密、单元较小。而远离螺栓孔的地方,应力变化较缓,所以节点较疏,单元较大。有限元网格的划分情况和节点编码如图3-图10所示,在不同的计算流程中节点编码上可能存在微小差异,它并不影响应力的计算和分析,结果分析可根据对应点在模型中的具体位置(坐标)来确定。 

六、应力分析计算结果

(1)离心惯性应力ANSYS应力计算流程

Ansys前处理(设计变量及参数)→实体建模(联轴器的结构模型)→网格划分(节点分布)→载荷情况(主要是联轴器的转速)→Ansys求解(施加载荷后受力分析)→Ansys后处理(应力分布图及各节点的应力数据表)

联轴器的有限元优化设计室用较简单的问题代替复杂的问题,然后再求解。在联轴器的设计过程中,把受力面进行网格划分,对每一单元设定一个近似解,在求解其域的满足条件,从而使问题解决,有限元优化法计算精度高,且可以适用于各种形状。

有限元优化设计的过程为:(1)对联轴器的元数值进行分析,建立联轴器的几何模型,(2)根据其几何模型对联轴器进行网格划分,建立有限元模型;(3)分析其受力情况,结合材料的特性建立目标函数,确定限制域,(4)根据求解情况,对联轴器进行优化分析和设计。

在对爪式样联轴器进行有限元法的优化后发现,应力的大值可以有原来的53.5MPa减小了将近30%,虽然在实际中还有很多的影响因素,但对于设计的改进还是有很大帮助的。

节点应力分析结果

    有分析结果可以看出对于圆环形联轴器膜片的应力分析如下:

大等效应力分布在膜片两侧半圆环上,节点号为67,大的mises应力值为2.9756MPa。小的mises应力分布在远离螺栓孔即连轴器中侧,节点号为281,小应力值为0.47428E-01MPa。设计方面,在联轴器上,应该减少大应力,控制好转速,选择适当的内外半径,使联轴器受力平衡,减少损坏,增强性能及延长使用寿命。


  • Z7B型胀紧联接套Z7B型胀紧联接套
  • SWC WH型(无伸缩焊接式)万向联轴器SWC WH型(无伸缩焊接式)万向联轴器
  • LA、LB、UL、RF 轮胎联轴器轮胎体LA、LB、UL、RF 轮胎联轴器轮胎体
  • JSS型双法兰联接型联轴器JSS型双法兰联接型联轴器
  • SWC DH型(短伸缩焊接式)万向联轴器SWC DH型(短伸缩焊接式)万向联轴器
  • “扫一扫”加入我们