《萬向聯(lián)軸器的有限元分析》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《萬向聯(lián)軸器的有限元分析（36頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、萬向聯(lián)軸器的有限元分析the Finite Element Analysis of theUniversal Coupling2013年7月摘要本文以一種應(yīng)用于風(fēng)力發(fā)電機(jī)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(xué)、 靜力學(xué)等方面的 內(nèi)容。在靜力學(xué)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(dāng)?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(jìn)行了靜強(qiáng)度分析。最后求 解獲得其應(yīng)力應(yīng)變分布情況，同時對其進(jìn)行

2、了強(qiáng)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(qiáng)度要求的。關(guān)鍵詞：聯(lián)軸器；有限元； ANSYSI目錄摘要 I第 1 章緒論 11.1聯(lián)軸器性能與功用 11.2 聯(lián)軸器分類 11.3 萬向聯(lián)軸器的研究現(xiàn)狀 21.4本課題的研究意義 4第 2 章十字軸聯(lián)軸器傳動特性 62.1 十字軸式萬向聯(lián)軸器 62.1.1 十字軸式萬向聯(lián)軸器概述 62.1.2 十字軸傳動的優(yōu)點 62.1.3 十字軸萬向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)特點 72.2 課題研究對象 82.2.1 問題的提出與研究方向 82.2.2 CENTAFH 型聯(lián)軸器 8第 3 章聯(lián)軸器有限元分析 93.1 有限元模型的建立 93.2 加載與計算 113.3

3、后處理 13第 4 章凸緣叉有限元分析 184.1 有限元模型的建立 184.2 加載與計算 194.3后處理 20第 5 章結(jié)論 26參考文獻(xiàn) 27I機(jī)械強(qiáng)度第1章緒論1.1聯(lián)軸器性能與功用聯(lián)軸器是機(jī)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(yùn)動和扭矩【聯(lián)軸器是機(jī)械產(chǎn)品軸系傳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(jì)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(jī)構(gòu)相比，聯(lián)軸器傳動機(jī)構(gòu)有著其獨特的、其它傳動機(jī)構(gòu) 不能代替的優(yōu)點。當(dāng)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(yuǎn)、且其角度可能變

4、化的另一根軸時，往往只能選擇聯(lián)軸器傳動機(jī)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(dāng)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(dá)到幾萬N m,最小可達(dá)幾N m,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(yùn)輸用的飛機(jī)、汽車、艦船，至V工業(yè)生 產(chǎn)用的軋鋼機(jī)、紡織機(jī)、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

5、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(jìn)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(zhǔn)等速型、等速型；通常根據(jù)其對相對位移有無補(bǔ)償能力（即能否在發(fā)生相對 位移條件下保持聯(lián)接的功能）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(bǔ)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(yán)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(yán)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(bǔ)償兩軸相對位移和緩沖減

6、振等功能，還可以兼作防止 傳動軸系過載而導(dǎo)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)軸器的研究現(xiàn)狀20世紀(jì)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(rèn) 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(dá)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(jī)構(gòu)學(xué)方面的學(xué)者都對其特

7、別的重視，但對其進(jìn)行系統(tǒng)的運(yùn)動學(xué)、 動力學(xué)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(xué)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(jī)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。他先從理論上分析了雙十字軸萬向聯(lián)軸器的 扭振情況，隨后進(jìn)行了實驗，并將實驗結(jié)果與理論值進(jìn)行了比較。美國哥倫比亞大學(xué)機(jī)械工程系的 Frendenstein博士及其助手運(yùn)用二元數(shù)方 法對單十字軸萬向聯(lián)軸器運(yùn)動精度及其運(yùn)動副受外載的影響進(jìn)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(jìn)行了分析后得出：今后聯(lián)軸器的發(fā) 展方向一般為通

8、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(jì)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(jìn)不斷涌現(xiàn)。青島科技大學(xué)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(yùn)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(zhǔn)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。

9、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(biāo)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(xué)者希望在運(yùn)動學(xué)方面進(jìn)行完備的分析，以便為開發(fā)或分析新型的聯(lián)軸器打下 基礎(chǔ)。動力學(xué)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(jì)大學(xué)喻懷正教授的學(xué)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(jī)計算的傳遞矩陣法進(jìn)行振動分析研究。研究表明：為減

10、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(jī)械系統(tǒng)的高速化、精密化，聯(lián)軸器的彈性動力學(xué)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年上海工程技術(shù)大學(xué)的朱金榴在 萬向聯(lián)軸器十字軸的運(yùn)動學(xué)和動力 學(xué)方程一文中，對繞定點轉(zhuǎn)動的十字軸進(jìn)行運(yùn)動學(xué)、動力學(xué)分析，引入歐拉 矩陣，解出廣義坐標(biāo)和歐拉角之間的換算關(guān)系。將傳統(tǒng)的歐拉運(yùn)動方程、歐拉 動力學(xué)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(xué)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

11、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(xué)表達(dá)式，并結(jié)合實例對這種聯(lián)軸器的受力進(jìn)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(jì)大學(xué)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(jìn)中指 出：1、十字軸萬向聯(lián)軸器是工程機(jī)械常用的傳動部件，又是易損件，對十字軸 萬向聯(lián)軸器進(jìn)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(jìn)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

12、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(jìn) 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。清華大學(xué)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(jī)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(jìn)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(jìn)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(biāo)準(zhǔn)的指定以及推廣應(yīng)用都有實際的參考意義。在交通運(yùn)輸行業(yè)中，新型高速的電力機(jī)車越來越成為未來發(fā)展的趨勢，這 對聯(lián)軸器有

13、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(bǔ)償，在機(jī) 車運(yùn)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(jī)車車輪軸之間采用大軸向補(bǔ)償?shù)氖州S聯(lián)軸器，軸 向補(bǔ)償量可以達(dá)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(jìn)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(fēng)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(jì)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

14、器具有 軸向、徑向位移補(bǔ)償功能，特別是當(dāng)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(fēng)力發(fā)電機(jī)上的 CENTA-FH型十字軸聯(lián)軸器在工 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(yán)重影響和制約著發(fā)電機(jī)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(jī)械振動理論告訴我們，當(dāng)回轉(zhuǎn)體在臨界轉(zhuǎn)速 或其附近運(yùn)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(dāng)轉(zhuǎn)速在臨界 轉(zhuǎn)速的一定范圍之外時，運(yùn)轉(zhuǎn)即趨

15、于平穩(wěn)。任何回轉(zhuǎn)體都應(yīng)該避免在臨界轉(zhuǎn)速 下運(yùn)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)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 nkn PreprocessorLoadsAnalysisTypeNew Analysis，在彈出的 New Analysis對話框中選擇 Static靜力學(xué)分析。Mai n Menu Soluti on Defi ne LoadsApplyStructuralDis

16、placeme 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。ANSYSR14.5ElENEdSWY 1? ?01320:06:41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 X0r/min（轉(zhuǎn)/分）。于是得由此得3M 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 =MeT=PX60

17、/03/2 n=9549P/n3已知應(yīng)用于風(fēng)力發(fā)電機(jī)上的聯(lián)軸器其單臺發(fā)電機(jī)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(fēng)力發(fā)電機(jī)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=1145.8NmMai n Menu Soluti on Defi ne LoadsApplyStructuralForce/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 MenuSolutionSolveC

18、urrent LS 開始計算。3.3后處理Main MenuGeneral PostprocPlot ResultsContour PlotElement Solu 觀察 單元應(yīng)力云圖（見圖 3-6、圖3-7）。ANISYSR1431ST 13 ECU2D：lfi!：4710S.923-101-991-55.LZ-3-2431S3B.ZL?85.492-31.C94CLt.lOCSG2-fl47L圖3-6（ 1）單元沿xy面剪切應(yīng)力ELLMEKT SOLUTICE：SE?=LANSYSRWSMAY 19 2313 21；20;1ZSUB =1T1WE=LST2(MAVC)6.7Z6-Z2-77

19、3E1-L73OZ25-13155-0347-S4.7Sfl2-13-79711S.LS543. 1002l.Cil圖3-6 (2)單元沿yz面剪切應(yīng)力LMr 010! 10HJTEP-1SUB =1ANSYSR14.5ia 19 2C1320:11:22XZiIT0Aa/3)RSYS-0EHX -+22EE-06SHi 59-51242MX鼻箋7再I1ME-1-as.52石-43.ESE7-Lg.4E51疋印-3ZE-5旨日.3監(jiān)正-O.7955-30.03199.S2L7243 A353圖3-6 (3)單元沿xz面剪切應(yīng)力16機(jī)械強(qiáng)度17機(jī)械強(qiáng)度ILEMEtn SOLUTIOK3?tP=l

20、S U3 -1TIME-1ANSY5R14.SMS? 19 2C132Q=11:4乩(MM呻RSYS-C-ZlZ-BOi-113.533-14.5562. S7-311B3-C9-1M.24C-M-1153St.CIC*?154.133#機(jī)械強(qiáng)度圖3-6 (4)單元沿x軸方向應(yīng)力#機(jī)械強(qiáng)度#機(jī)械強(qiáng)度ELEEEfT： S5LUTIO1I9tE=l彳陽=1TIME-1ANSYSR14.5HSY 19 2C13ZD：12：1S25L.2=-Q 2Q132km：h#機(jī)械強(qiáng)度#機(jī)械強(qiáng)度30139552.5292105,057157-565210.1137B.7S31131.J21ia3.4J23.17#

21、機(jī)械強(qiáng)度圖3-7單元總應(yīng)力強(qiáng)度分布彩云圖Main MenuGeneral PostprocPlot ResultsContour PlotNodal Solu 觀察節(jié)點應(yīng)力云圖（見圖 3-8）SIEL*1SU3 =1TIW-1BIST KTOCts -,.225E-QC-. CO 14 7 4AN SYSXii IS 20132nU!D2.03147550.B746101 .?電目12 百2 丄203 09 電?5.*3fl7C.3112127.101118.037228.93125MX =253L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(xué)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

22、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 =236.376Mpa,而 已知十字軸的最大屈服極限（T s= 345Mpa, c PreprocessorLoadsAnalysisTypeNew Analysis，在彈出的 New Analysis對話框中選擇 Static靜力學(xué)分析。Mai n Menu Soluti on Defi ne LoadsApplyStructuralDisplaceme nt On Areas選項對凸緣叉

23、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 MenuSolutionDefine LoadsApplyStructuralPressureOn Areas 選 項，經(jīng)計算，在凸緣叉與十字軸連接處施加壓強(qiáng)930374Pa施加邊界條件和載荷如圖4-3所示。然后選擇 Main MenuSolutionSolveCurrent 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 MenuGeneral PostprocPlot ResultsContour PlotElement Solu 觀察單元應(yīng)力云圖（見圖4-4、圖4-5）。23機(jī)械強(qiáng)

24、度24機(jī)械強(qiáng)度ELEn SOL7TEOESTE&-2SUB -1SIYlirOAVG)R5T5-DUHX -.319E-LD3MW =7CC357SJt 心5ANSYSRl*.5May 2? 2313-3.$2391-_734d.3-4&71-t.OSS-2.3603”沛罷3.92E7C7aD&T 29 2013Ifi;.29:21E.LEMEOT SOLDIIOJJSTEP-25ZZ(WOAWK3Y3=DDMX -+31S-10SMIT 11.5S63=*26機(jī)械強(qiáng)度#機(jī)械強(qiáng)度-LI.593-5.43Q21-73EB475-zl-ClEl13-DIES- _E123I.34711s.aiaa

25、BS .9i43Xe.lSL#機(jī)械強(qiáng)度圖4-4 (3)單元沿xz面剪切應(yīng)力#機(jī)械強(qiáng)度#機(jī)械強(qiáng)度ELEMENT SO1UTISM5TtF=ZS UB *1IlE-2SXRSYS-3DMX =,31W-1DSfflT =-27 + 91355MX 30.454I.HOAW)ANSYSR1A5MAY 29 2C15LG:27:04-27,513 9一 *1心已自喘車-1,7935IJ.ZsS3LS2L.33510.32774-7901S17_7fi7S30_e4B4#機(jī)械強(qiáng)度圖4-4 (4)單元沿x軸方向應(yīng)力#機(jī)械強(qiáng)度27機(jī)械強(qiáng)度ELEMI&1I SC-LOTIOaS：E?-2SUB =13T皿 M

26、TS)RSYSOEMX -+31SE-10srar =-Z0 耳號 2SMX =21E74ANSY5R14.5jav 29 1013L6：2：ll-23-4SS2-11-2133-L.327357-3SBE2L.444n 臨甜-C.fi733S12-091&1.2974圖4-4 (5)單元沿y軸方向應(yīng)力ELEmn S3L3TIC-ESTEP=2STS *1IIMEs；SZ(険呵R5YS-Cowe S . J319EH0EMI 2 0 JE E.SWt =46.0595ANSYSR14.SMAY 29 J0L5L6z27：SL-S0-93&_-i&msiAH3943 UTTfi&-73.04?-

27、7.2TOO-4聒24 2192“圖4-4 (6)單元沿z軸方向應(yīng)力28機(jī)械強(qiáng)度TTK：-?S-ZLUTIOW3THT (HOAWI mz -,3-lJE-lO 3MI 94OE-Q3業(yè)iL -63.4J9&ANSYSRIALJdtY 29 2013L：31：3429機(jī)械強(qiáng)度#機(jī)械強(qiáng)度-340Z-D211,.* LIB1 .翦換21.K735G - 37 1#機(jī)械強(qiáng)度E?-2SUB -1TIMI-JSimi細(xì)刃DSQL -.319f-lCsay =.44.5E-D3DS =；0.751_4=-E-3322-=&g33.222General PostprocPlot ResultsContour

28、 PlotNodal Solu 觀察節(jié)點應(yīng)力云圖和位移云圖（見圖 4-6、4-7）ANSYSR14l5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:nSOB -1SUM (AVIMX =.319E-U 飆=.319E-13ANSYSMAY 29 2C13X7：55：30-11OE-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(xué)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

29、、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)7.19.316.230.821.340.163.550.8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)軸器傳動特性。隨后以一 種應(yīng)用于風(fēng)力發(fā)電

30、機(jī)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(xué)方面的內(nèi)容。 在靜力學(xué)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(dāng)?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(jìn)行了 靜強(qiáng)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(qiáng)度要求的。32機(jī)械強(qiáng)度參考文獻(xiàn)1

31、 譚慶昌、趙洪志、曾平 機(jī)械設(shè)計 吉林科學(xué)技術(shù)出版社 2000年5月出版3493582 孫凌玉十字萬向聯(lián)軸器的有限元分析華東冶金學(xué)院學(xué)報1995第12卷第1期81 853 李勇萬向聯(lián)軸器的選型設(shè)計江蘇冶金2000年第2期76784 Wakamatsu.M,Yoshida.K,Kojime.Y An alysis of Viscous Coupli ng. SAE9250565 龐峰、常德功、鄒玉靜三叉桿滑移式萬向聯(lián)軸器的運(yùn)動精度分析青島科技大學(xué)機(jī)械2003 年第30 卷第1期2226 鄒玉靜、常德功、龐峰三叉桿滑移式萬向聯(lián)軸器的振動分析青島科技大學(xué) 機(jī)械研究與應(yīng)用2003年第16卷第3期424

32、47 常德功、柳 楊、龐 峰 三叉桿滑塊式萬向聯(lián)軸器軸頭中心軌跡的理論分析青島科技大學(xué)學(xué)報2004年第25卷第1期51538 常德功、龐峰、鄒玉靜三叉桿滑移式萬向聯(lián)軸器的動力學(xué)分析青島科技大學(xué)機(jī)械科學(xué)與技術(shù).2004年第23卷第4期2842859 李禾U、常德功 三叉桿式萬向聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)角差值分析青島化工學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院、山東青島2001年第22卷第1期747810 屈維德.唐恒齡 機(jī)械振動手冊 北京 機(jī)械工業(yè)出版社2000年5月出版12513511 任少云、朱正禮、張建武雙十字軸萬向節(jié)傳動力學(xué)建模與仿真上海交通大學(xué)學(xué)報2004年第38 卷第11 期1921192612 朱金榴 萬向聯(lián)軸器十字軸的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)方程上海工程技術(shù)大學(xué)學(xué)報1996年第10卷第3期263013 楊文鋒、史天錄傳遞矩陣法在十字軸萬向聯(lián)軸器振動研究中的應(yīng)用西北建筑工程學(xué)院學(xué)報1997年第2期293514 楊貴明SWC型十字軸式萬向聯(lián)軸器機(jī)械工程師1994年第1期293015 薛錦達(dá) 十字軸式萬向傳動軸的原理及其結(jié)構(gòu)上海納鐵福傳動軸有限公司機(jī)械制造1997年第7期141633