波形膜盤型線過渡圓角設(shè)計及優(yōu)化

曹安港，常 山，丁春華，李 碩

(中國船舶重工集團公司第七〇三研究所，黑龍江 哈爾濱 150078)

0 引 言

波形膜盤聯(lián)軸器是在膜片和膜盤聯(lián)軸器基礎(chǔ)上進行研發(fā)的一種新型撓性聯(lián)軸器，其核心元件為高強度高韌性不銹鋼膜盤組（見圖1）。聯(lián)軸器的傳遞扭矩及補償各種不對中功能均是通過波形膜盤的彈性變形實現(xiàn)的，故波形膜盤的受力分析是波形膜盤聯(lián)軸器的設(shè)計關(guān)鍵[1–2]。而膜盤型線過渡圓角的設(shè)計直接關(guān)系到整個膜盤薄弱點的分布，因此有必要對波形膜盤型線過渡圓角進行設(shè)計優(yōu)化，以改善膜盤的受力分布，增大聯(lián)軸器的安全系數(shù)。

1 波形膜盤模型介紹

波形膜盤的型線部分為一個周期的正弦曲線（見圖2），而兩端的輪緣與輪轂為等厚直線，由于型線部分相對于輪轂及輪緣較薄，更容易變形，因此型線部分的設(shè)計是整個膜盤設(shè)計的關(guān)鍵。將多片波形膜盤疊合在一起形成波形膜盤組件，通過膜盤型線部分的三維變形來傳遞扭矩以及補償機組在運行過程中出現(xiàn)的各種不對中現(xiàn)象[3–4]。

以西氣東輸項目燃壓機組中所用的波形膜盤聯(lián)軸器為例。波形膜盤組件由12件波形膜盤疊合而成，膜盤輪轂與輪緣均為1.2 mm厚，而型線部分為一個完整周期的正弦曲線，具體參數(shù)為X=–4sin(0.108 331×(Y–104))，其中Y∈(104，157.5)，即膜盤型線內(nèi)半徑為104 mm，型線外半徑為157.5 mm，厚度為0.4 mm。膜盤聯(lián)軸器的額定功率為25 000 kW，轉(zhuǎn)速5 200 r/min，軸向補償2.5 mm，角向補償0.25°。

2 波形膜盤過渡圓角初步設(shè)計及分析

根據(jù)普通膜盤的設(shè)計經(jīng)驗，型線過渡處一般采用相切的圓弧進行平滑過渡，以達到減小應(yīng)力集中的作用。因此首先將波形膜盤的過渡圓角設(shè)計為與型線末端相切的圓弧，如圖3所示。

在Ansys軟件內(nèi)，應(yīng)用APDL（Ansys參數(shù)化設(shè)計語言）進行參數(shù)化建模[5–6]，采用PLANE25單元對膜盤進行四邊形單元網(wǎng)格劃分[7–8]。獲得波形膜盤有限元模型如圖4所示。

分別對波形膜盤有限元模型施加軸向載荷、角向載荷、離心力載荷和扭矩載荷，波形膜盤在不同載荷下的切向力、徑向力及剪應(yīng)力分布如圖5～圖8所示

經(jīng)分析可知，波形膜盤在軸向載荷和角向載荷下的應(yīng)力最大值均在型線內(nèi)部，而在離心力載荷作用下的切向應(yīng)力及徑向應(yīng)力雖然在型線的邊緣處，但其應(yīng)力值較小，不做特別關(guān)注。只有在扭矩載荷作用下的剪應(yīng)力的最大值分布在型線內(nèi)側(cè)且應(yīng)力值較大，故波形膜盤型線過渡圓角的優(yōu)化設(shè)計主要是對波形膜盤型線與輪轂處的過渡圓角進行優(yōu)化設(shè)計[9]。

3 波形膜盤過渡圓角優(yōu)化設(shè)計

不同過渡圓角時，在扭矩載荷作用下的最大剪應(yīng)力如表1所示。

由圖8及表1可知，在扭矩載荷作用下，波形膜盤的最大剪應(yīng)力位于型線與輪轂的過渡圓角處，且圓角越小最大剪應(yīng)力越小，越有利于波形膜盤的扭矩傳遞，但過渡圓角不能為0，否則也會造成較大的應(yīng)力集中。

但是經(jīng)研究發(fā)現(xiàn)，即使在過渡圓角為0.5時，膜盤的最大剪應(yīng)力仍然位于過渡圓角處，以圓角半徑為0.5 mm為例，此時型線部分剪應(yīng)力分布如圖9所示，最大剪應(yīng)力為250.79 MPa，其遠小于整個膜盤上的最大應(yīng)力，即遠小于過渡圓角處的最大應(yīng)力，這與膜盤的設(shè)計準(zhǔn)則并不相符。證明根據(jù)普通膜盤設(shè)計經(jīng)驗得到的相切過渡圓弧設(shè)計并不適合波形膜盤型線過渡圓弧的設(shè)計。

表1 不同過渡圓角下的最大剪應(yīng)力Tab. 1 Maximum shear stress at different transition fillet

因此，將型線過渡處做如圖10所示的改進設(shè)計。即在型線末端與輪轂處首先采用一定距離的斜線過渡，然后在斜線與型線的交匯處倒圓角。不同圓角半徑下的最大剪應(yīng)力如表2所示。

表2 不同過渡圓角下的最大剪應(yīng)力Tab. 2 Maximum shear stress at different Transition fillet

對比表1和表2可知，新型過渡圓角可以更好地降低波形膜盤在扭矩載荷作用下的應(yīng)力集中，從而增大聯(lián)軸器的安全系數(shù)，保證聯(lián)軸器的安全運行。

而表2各數(shù)據(jù)對比發(fā)現(xiàn)，除圓角半徑為0時造成較大的應(yīng)力集中外，隨著圓角半徑的增加，最大剪應(yīng)力減小不大，但會增加型線部分膜盤的厚度，從而降低膜盤的變形能力，故在設(shè)計波形膜盤過渡圓角時建議根據(jù)實際情況采用1 mm或者2 mm為宜。

4 結(jié) 語

本文通過建立波形膜盤的有限元模型，在傳統(tǒng)膜盤聯(lián)軸器設(shè)計經(jīng)驗的基礎(chǔ)上提出了新型的適合波形膜盤的型線過渡圓角設(shè)計方案。通過不同方案的仿真對比，得出如下結(jié)論：

1）在型線末端與輪轂處首先采用一定距離的斜線過渡，然后在斜線與型線的交匯處倒圓角，可大大降低型線與輪轂過渡處的應(yīng)力集中現(xiàn)象；

2）在理論分析上，過渡圓角越大越好，但隨著圓角增大，其對最大剪應(yīng)力的減小影響很小，故建議在設(shè)計波形膜盤過渡圓角時根據(jù)實際情況采用1 mm或者2 mm為宜。

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