法蘭式無(wú)鍵液壓聯(lián)軸器安裝及運(yùn)行穩(wěn)定性驗(yàn)證分析

王 瑞，范華濤，宋 強(qiáng)

(中國(guó)船舶科學(xué)研究中心 深海載人裝備國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江蘇 無(wú)錫 214082)

0 引 言

法蘭式無(wú)鍵液壓聯(lián)軸器具有工作可靠、使用壽命長(zhǎng)、裝拆簡(jiǎn)便等優(yōu)點(diǎn)，但法蘭式無(wú)鍵液壓聯(lián)軸器安裝過(guò)程中的徑向油壓和軸向推力都和聯(lián)軸器外套的推入量相關(guān)[1 –4]。如果無(wú)鍵聯(lián)軸器液壓安裝后實(shí)際的推入量較小，聯(lián)軸器不能正常的傳遞扭矩力，嚴(yán)重時(shí)法蘭式液壓聯(lián)軸器的無(wú)鍵聯(lián)接可能會(huì)突然失效松脫，造成尾軸和螺旋槳的停轉(zhuǎn)。如果無(wú)鍵聯(lián)軸器液壓安裝后實(shí)際的推入量較大，聯(lián)軸器外套的等效應(yīng)力也隨之增大，當(dāng)?shù)刃?yīng)力超過(guò)聯(lián)軸器材料的屈服極限時(shí)，聯(lián)軸器可能會(huì)被撐裂而報(bào)廢[5 –7]。為此以正云1 號(hào)船舶作為研究對(duì)象，根據(jù)船級(jí)社規(guī)范進(jìn)行理論計(jì)算，運(yùn)用有限元法對(duì)液壓安裝過(guò)程中的推入量和油壓進(jìn)行仿真分析。通過(guò)理論值和仿真值的對(duì)比分析，檢驗(yàn)選取推入量的理論值是否合理，獲得液壓安裝過(guò)程中的p-S（油壓-推入量）曲線，提出一種無(wú)鍵螺旋槳液壓安裝方案，為無(wú)鍵螺旋槳液壓安裝的控制提供理論依據(jù)。

1 計(jì)算原理

1.1 推入量的計(jì)算公式

船舶軸系的液壓聯(lián)軸器在安裝的初期，要有一個(gè)初始推入量，設(shè)初始推入量為S，則初始的推入量的取值范圍為S1

式中：K 為軸套的錐度（其中 K1=d0/d1， K2=d2/d1）；σs為軸套材料的屈服強(qiáng)度；t 為軸套安裝時(shí)的環(huán)境溫Ne 為傳遞到尾軸的額定功率；A 為軸內(nèi)套和外套的接觸面積；d1為尾軸的直徑；ne為軸工作時(shí)的轉(zhuǎn)速；a1，a2分別為尾軸材料和軸套材料的線膨脹系數(shù)；度；E1，E2分別為尾軸和軸套材料的彈性模量；

1.2 液壓安裝的基礎(chǔ)力

當(dāng)在室溫的環(huán)境下安裝時(shí)，聯(lián)軸器外套和內(nèi)套接觸面的表面最小壓力為P，當(dāng)聯(lián)軸器的外套和內(nèi)套緊密結(jié)合時(shí)，定義此時(shí)的軸向推力為F0，P 和F0的計(jì)算公式如下：

式中：SF為防止滑移的安全摩擦系數(shù)；T 為聯(lián)軸器受到的推力；FV 為聯(lián)軸器外套和內(nèi)套接觸面上的切向力； μ1為聯(lián)軸器外套和內(nèi)套接觸面間的摩擦系數(shù)。

1.3 軸向推力和徑向油壓

聯(lián)軸器在安裝的過(guò)程中所施加的軸向推力為：

式中， μ2為聯(lián)軸器安裝過(guò)程中的接觸面間的摩擦系數(shù)（0.03）。在液壓聯(lián)軸器安裝過(guò)程中的徑向油壓必須大于聯(lián)軸器內(nèi)套和外套接觸面上的壓力，一般情況下的徑向油壓為接觸壓力的1.1 倍。因此徑向油壓的計(jì)算公式如下：

1.4 應(yīng)力的計(jì)算

如果液壓聯(lián)軸器內(nèi)套和外套的等效應(yīng)力過(guò)小，在船舶運(yùn)行過(guò)程中，液壓聯(lián)軸器容易滑移脫落；如果應(yīng)力過(guò)大，液壓聯(lián)軸器塑性變形也會(huì)滑移脫落。因此為了檢驗(yàn)無(wú)鍵液壓聯(lián)軸器安裝后的可靠性，必須計(jì)算液壓聯(lián)軸器內(nèi)套和外套的等效應(yīng)力。等效應(yīng)力的計(jì)算公式如下：

式中： σ1， σ2， σ3分別為接觸面間的3 個(gè)主應(yīng)力。

2 實(shí)例計(jì)算分析

以正云1 號(hào)船舶上的無(wú)鍵液壓聯(lián)軸器的安裝為例，表1 為實(shí)例分析中用到的主要數(shù)據(jù)。

表1 分析中主要的參數(shù)Tab.1 The main parameters

2.1 模型的網(wǎng)格劃分和約束的施加

根據(jù)以上提供的數(shù)據(jù)建立液壓聯(lián)軸器的安裝三維模型和抗沖擊性能分析的三維模型，并且將三維模型進(jìn)行有限元的六面體網(wǎng)格劃分，設(shè)置網(wǎng)格劃分的全局尺寸為0.02 mm，有限元網(wǎng)格劃分如圖1 所示。

為了實(shí)現(xiàn)準(zhǔn)確的有限元計(jì)算，安裝三維模型包括尾軸和聯(lián)軸器，安裝時(shí)將尾軸端部位置和聯(lián)軸器內(nèi)套進(jìn)行全約束，因?yàn)槁?lián)軸器外套處于安裝狀態(tài)，所以聯(lián)軸器外套處于縱向活動(dòng)狀態(tài)。抗沖擊性能分析的三維模型包括尾軸、聯(lián)軸器和中間軸，因?yàn)檫@時(shí)的各個(gè)部件已經(jīng)安裝完畢，因此將尾軸、中間軸以及軸承位置進(jìn)行部分約束，使軸處于旋轉(zhuǎn)狀態(tài)。

圖1 液壓聯(lián)軸器安裝和抗沖擊三維模型圖Fig.1 Three dimensional model of hydraulic coupling installation and shock resistance

2.2 等效應(yīng)力

選取聯(lián)軸器外套的內(nèi)表面為接觸面，以聯(lián)軸器的內(nèi)套外表面為目標(biāo)面，對(duì)液壓聯(lián)軸器進(jìn)行緩慢定速安裝，選取理論計(jì)算的最大推入量34.87 mm 進(jìn)行仿真分析，安裝后仿真分析的結(jié)果如圖2 所示。

圖2 液壓聯(lián)軸器應(yīng)力Fig.2 Stress of hydraulic coupling

由圖可知，液壓聯(lián)軸器外套安裝后的最大仿真應(yīng)力為162.49 MPa，聯(lián)立式（6）和式（7）理論計(jì)算聯(lián)軸器外套的等效應(yīng)力理論值為157 MPa，壓力的分布不均勻，最大應(yīng)力在液壓聯(lián)軸器的外套內(nèi)表面中部。由于實(shí)際安裝過(guò)程中的邊緣等效應(yīng)力的奇異性，外套邊緣位置具有應(yīng)力集中的現(xiàn)象，聯(lián)軸器的法蘭盤和外套的過(guò)渡區(qū)域應(yīng)力偏大，因此仿真的計(jì)算結(jié)果要大于理論計(jì)算的值。液壓聯(lián)軸器安裝后的極大等效應(yīng)力值小于聯(lián)軸器的屈服強(qiáng)度，因此該液壓聯(lián)軸器可以正常的工作。

2.3 徑向油壓

在液壓聯(lián)軸器推入過(guò)程中（S=0～34.87 mm），選取其中的12 組油壓的數(shù)據(jù)，并且和式（6）計(jì)算的理論油壓值進(jìn)行比較。液壓聯(lián)軸器安裝過(guò)程中徑向油壓的仿真值和理論值對(duì)比曲線如圖3 所示。

圖3 徑向油壓的仿真值和理論值對(duì)比Fig.3 Comparison of simulation value and theoretical value of radial oil pressure

由圖可知，聯(lián)軸器液壓安裝過(guò)程中徑向油壓的仿真值和理論值基本都是呈線性增大，兩者相差不大。從推入量到達(dá)27 mm 以后，仿真值和理論計(jì)算值偏差開(kāi)始增大；徑向油壓的理論計(jì)算值幾乎都小于有限元的仿真值，其中理論值與仿真值的最大差值為2.31 MPa，理論值和仿真值的最大誤差為6.7%，滿足船級(jí)社鋼制海船入級(jí)規(guī)范中的7%的要求，通過(guò)對(duì)比驗(yàn)證，說(shuō)明了仿真計(jì)算結(jié)果的正確性。

2.4 軸向推力

利用workbench 后處理功能，將所有節(jié)點(diǎn)縱向的力做和處理，根據(jù)力的平衡原理，仿真計(jì)算的縱向總力就是近似安裝的縱向推力，利用式（5）計(jì)算縱向推力的理論值，理論值和仿真分析的計(jì)算結(jié)果如圖4所示。

圖4 軸向推力理論和仿真值的對(duì)比Fig.4 Comparison of theoretical and simulation values of axial thrust

由圖可知，聯(lián)軸器液壓安裝過(guò)程中軸向推力的仿真值和理論計(jì)算值基本都是呈線性增大，兩者相差不大。從推入量到達(dá)18 mm 左右以后，由于實(shí)際安裝過(guò)程中的邊緣等效應(yīng)力的奇異性，接觸的邊緣位置具有應(yīng)力集中的現(xiàn)象，接觸面的摩擦力比理論值大，導(dǎo)致實(shí)際的軸向推力仿真值增大，仿真值和理論計(jì)算值偏差開(kāi)始增大；其中理論值與仿真值的最大差值為70 3456 N，理論值和仿真值的最大誤差為5.63%，滿足船級(jí)社鋼制海船入級(jí)規(guī)范中7%的要求。通過(guò)對(duì)比驗(yàn)證，說(shuō)明了仿真計(jì)算結(jié)果的正確性。

2.5 無(wú)鍵聯(lián)軸器液壓安裝方案

在無(wú)鍵聯(lián)軸器液壓安裝前，對(duì)液壓安裝的重要參數(shù)進(jìn)行理論計(jì)算，建立聯(lián)軸器-軸無(wú)鍵聯(lián)接的三維模型，運(yùn)用有限元分析方法進(jìn)行無(wú)鍵液壓安裝的仿真分析，獲得液壓安裝過(guò)程中的軸向油壓和徑向油壓與推入量之間的關(guān)系曲線，實(shí)際安裝時(shí)的油壓隨推入量的數(shù)值按照給定的關(guān)系曲線進(jìn)行加載。在聯(lián)軸器無(wú)鍵液壓安裝過(guò)程中，對(duì)油壓的數(shù)值進(jìn)行實(shí)時(shí)的監(jiān)測(cè)，并對(duì)監(jiān)測(cè)的實(shí)際曲線設(shè)定波動(dòng)范圍。如果監(jiān)測(cè)的實(shí)際曲線在給定曲線的設(shè)定偏差范圍內(nèi)波動(dòng)，無(wú)鍵聯(lián)軸器可以進(jìn)行液壓安裝；如果監(jiān)測(cè)的實(shí)際油壓曲線超出給定油壓曲線的設(shè)定范圍，為防止聯(lián)軸器和螺旋槳軸等部件被破壞，需停液壓安裝，進(jìn)一步分析無(wú)鍵聯(lián)軸器液壓安裝過(guò)程中出現(xiàn)故障的原因。

3 聯(lián)軸器的穩(wěn)定性分析

無(wú)鍵法蘭式液壓聯(lián)軸器安裝好以后，為了驗(yàn)證在極限工作狀態(tài)下的穩(wěn)定性，對(duì)在最大扭矩（3600 kNm）工況下的液壓聯(lián)軸器的應(yīng)力分布進(jìn)行仿真分析，仿真結(jié)果如圖5 所示。

圖5 最大扭矩下聯(lián)軸器外套和內(nèi)套的應(yīng)力分布云圖Fig.5 Stress distribution nephogram of coupling outer sleeve and inner sleeve under maximum torque

從圖可知，液壓聯(lián)軸器的外套最大應(yīng)力為165.39 MPa，由于法蘭螺栓鏈接盤和外套的連接過(guò)渡位置出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，因此過(guò)渡部位的應(yīng)力比其他部位偏大。液壓聯(lián)軸器內(nèi)套的最大應(yīng)力要比外套的小一個(gè)等量級(jí)。但是由于受到邊緣等效應(yīng)力集中現(xiàn)象的影響，內(nèi)套的最大應(yīng)力出現(xiàn)在邊緣位置，聯(lián)軸器承內(nèi)套的薄弱環(huán)節(jié)出現(xiàn)在兩端。但是液壓聯(lián)軸器內(nèi)套和外套的應(yīng)力都小于材料屈服強(qiáng)度，故聯(lián)軸器內(nèi)外套均符合抗沖擊的要求。

4 結(jié) 語(yǔ)

經(jīng)過(guò)對(duì)正云1 號(hào)船舶液壓聯(lián)軸器的安裝和安裝后穩(wěn)定性的分析可知，按照理論計(jì)算的推入量不僅可以滿足液壓聯(lián)軸器正常運(yùn)行的需要，還符合液壓聯(lián)軸器內(nèi)外套抗沖擊性的要求。

1）由于液壓聯(lián)軸器實(shí)際安裝過(guò)程中邊緣等效應(yīng)力的奇異性，接觸的邊緣位置具有應(yīng)力集中的現(xiàn)象，接觸面的摩擦力異常增大。當(dāng)推入量達(dá)到一定的值以后，軸向推力仿真的計(jì)算結(jié)果大于理論計(jì)算的值。為了保證液壓聯(lián)軸器正常的工作，安裝后的極大等效應(yīng)力值應(yīng)該小于聯(lián)軸器的材料屈服強(qiáng)度。

2）聯(lián)軸器液壓安裝過(guò)程中徑向油壓和軸向推力的仿真值和理論值基本都是呈線性增大，當(dāng)推入量達(dá)到某位置以后，仿真值和理論計(jì)算值偏差開(kāi)始增大，并且徑向油壓的理論計(jì)算值幾乎都小于有限元的仿真值。為了保證液壓聯(lián)軸器正常的工作，徑向油壓和軸向推力理論值與仿真值的最大誤差要低于船級(jí)社鋼制海船入級(jí)規(guī)范中的7%的要求。

3）在液壓聯(lián)軸器運(yùn)行穩(wěn)定的情況下，液壓聯(lián)軸器內(nèi)套的應(yīng)力小于外套，由于受到邊緣等效應(yīng)力集中現(xiàn)象的影響，內(nèi)套的最大應(yīng)力出現(xiàn)在邊緣位置，聯(lián)軸器承內(nèi)套的薄弱環(huán)節(jié)出現(xiàn)在兩端。