劉 淵 俞翔棟 丁 蓉 盧永文

(1.中船重工第七一一所動力裝置事業(yè)部，上海 201108;2.船舶與海洋工程動力系統(tǒng)國家工程實驗室，上海 201108)

0 引言

萬向聯(lián)軸器具有較大的角度補(bǔ)償和軸向位移補(bǔ)償能力，可應(yīng)用于不在同一軸線的兩軸，并且結(jié)構(gòu)緊湊，傳動效率高，目前已被廣泛應(yīng)用于冶金、礦山、電力、石油化工、重型機(jī)械、工程運(yùn)輸?shù)阮I(lǐng)域[1-2]。此外，萬向聯(lián)軸器在船舶領(lǐng)域也被大量應(yīng)用，它是船舶動力傳動系統(tǒng)的重要組成部分，除傳遞主機(jī)功率外，還滿足了船舶動力傳動系統(tǒng)布置及船體變形造成的大位移量要求[3-4]。

萬向聯(lián)軸器主要由兩部分組成，分別為兩端的叉頭關(guān)節(jié)組件以及中間段的軸向位移機(jī)構(gòu)[5]，如圖1所示。叉頭組件主要起到角度補(bǔ)償作用，軸向位移機(jī)構(gòu)主要應(yīng)用于軸向位移補(bǔ)償。對于傳統(tǒng)的萬向聯(lián)軸器，軸向位移機(jī)構(gòu)大多采用花鍵聯(lián)接主軸與軸套，通過花鍵滑移實現(xiàn)軸向位移補(bǔ)償[6]。然而，由于滑動花鍵副的摩擦力較大，這將對兩端的設(shè)備形成額外的附加力，并且附加力隨著萬向聯(lián)軸器傳遞扭矩的增大而顯著增大。根據(jù)船舶動力傳動系統(tǒng)的要求，萬向聯(lián)軸器應(yīng)盡可能減少附加力，因此軸向位移機(jī)構(gòu)主要采用傳扭軸承結(jié)構(gòu)，通過滾動花鍵副實現(xiàn)了軸向位移補(bǔ)償，可顯著降低軸向附加力[7]。

1.叉頭關(guān)節(jié)組件 2.軸向位移機(jī)構(gòu)圖1 萬向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of universal coupling

傳扭軸承結(jié)構(gòu)如圖2所示，主要由主軸、傳扭軸承、中間滑槽等組成。傳扭軸承呈一定角度裝配在主軸上，與中間滑槽通過滾動花鍵副實現(xiàn)扭矩傳遞和軸向滑移。與傳統(tǒng)的滑動花鍵結(jié)構(gòu)相比，傳扭軸承結(jié)構(gòu)可顯著降低軸向附加力。為充分發(fā)揮各個傳扭軸承的傳扭能力，有必要對傳扭軸承的均載性能開展研究，設(shè)法在有限的結(jié)構(gòu)空間內(nèi)進(jìn)一步提高軸向位移機(jī)構(gòu)的傳扭能力，控制萬向聯(lián)軸器的徑向結(jié)構(gòu)尺寸。

1.主軸 2.傳扭軸承 3.中間滑槽圖2 傳扭軸承結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Schematic diagram of torsion bearing

長期以來，國內(nèi)外的學(xué)者們對于萬向聯(lián)軸器的研究主要集中于兩端叉頭組件[8-9]，對于軸向位移機(jī)構(gòu)的研究相對較少。本文基于Ansys Workbench建立了傳扭軸承結(jié)構(gòu)的CAE模型，針對傳扭軸承開展了均載性能研究，分析了軸承位置、裝配間隙以及傳遞扭矩對于軸承均載性能的影響規(guī)律。研制了采用傳扭軸承結(jié)構(gòu)的萬向聯(lián)軸器樣機(jī)，并開展了性能試驗，為傳扭軸承結(jié)構(gòu)在萬向聯(lián)軸器上的應(yīng)用提供了參考。

1 有限元分析

1.1 建立傳扭軸承模型

本文基于Ansys Workbench建立了傳扭軸承結(jié)構(gòu)的CAE模型，如圖3所示。三個傳扭軸承的軸線在同一平面上，并且呈120°均勻裝配在主軸上。中間滑槽內(nèi)部加工有相應(yīng)夾角的滑槽面，用以與軸承表面相接觸形成滾動花鍵副，實現(xiàn)扭矩傳遞和軸向滑移。壓縮與本文分析無關(guān)的局部結(jié)構(gòu)，定義傳扭軸承與中間滑槽的接觸類型為摩擦接觸，設(shè)定摩擦系數(shù)為0.15且為對稱接觸。為進(jìn)一步提高計算精度且控制總計算成本，本文細(xì)化了摩擦接觸面的網(wǎng)格尺寸。

圖3 傳扭軸承模型Fig.3 Model of torsion bearing

1.2 參數(shù)設(shè)置

在分析設(shè)置中打開大變形開關(guān)，對中間滑槽的外端面施加固定約束，并且在主軸的法蘭端面施加扭矩載荷。經(jīng)計算后，通過接觸工具分別查看各個傳扭軸承的接觸應(yīng)力情況，如圖4所示，并統(tǒng)計各軸承的最大接觸應(yīng)力數(shù)值。

圖4 傳扭軸承接觸應(yīng)力云圖Fig.4 Contact stress of torsion bearing

由圖4可見，傳扭軸承在接觸線兩端的接觸應(yīng)力較高且集中，中部接觸應(yīng)力較低且均勻，具有“邊緣效應(yīng)”，與實際情況相符[10]。

1.3 定義均載系數(shù)

為定量分析傳扭軸承的均載性能，本文定義了傳扭軸承的均載系數(shù)K，見式(1)。

(1)

式中，σmax為軸承接觸應(yīng)力的最大值；

σi為第i個軸承的最大接觸應(yīng)力；

n為軸承個數(shù)。

由式(1)可以看出，均載系數(shù)K是一個不小于1的數(shù)，且K值越小則代表傳扭軸承的均載性能越好。

2 均載性能影響因素分析

2.1 軸承軸向位置的影響分析

為研究傳扭軸承的軸向位置對均載性能的影響規(guī)律，將其中一個傳扭軸承進(jìn)行軸向偏移，統(tǒng)計在不同軸向偏移量下的均載系數(shù)K，并繪制軸向偏移-均載系數(shù)曲線，如圖5所示。其中，定義往法蘭端的軸向偏移量為正值，反之為負(fù)值。

圖5 軸向偏移-均載系數(shù)曲線Fig.5 Curve of axial offset-load sharing coefficient

由圖5可見，隨著傳扭軸承往兩側(cè)軸向偏移量的增加，均載系數(shù)均呈現(xiàn)小幅度上升趨勢，并且正向偏移對均載系數(shù)的影響更大。這是因為隨著傳扭軸承往正向偏移，其余兩個傳扭軸承的接觸應(yīng)力將小幅度降低，載荷的變化量由偏移的軸承承擔(dān)，其接觸應(yīng)力將小幅度增加。反之，隨著傳扭軸承往負(fù)向偏移，該軸承的接觸應(yīng)力將小幅度降低，載荷的變化量由其余兩個傳扭軸承共同承擔(dān)，其接觸應(yīng)力將小幅度增加。兩者均會引起均載系數(shù)的增加，并且由于在正向偏移中，偏移軸承將承擔(dān)其余兩個軸承的載荷變化量之和，其接觸應(yīng)力的變化幅度將更大，所以正向偏移對軸承均載性能的影響也更大。

2.2 軸承橫向位置的影響分析

將其中一個傳扭軸承進(jìn)行橫向偏移，研究傳扭軸承的橫向位置對均載性能的影響規(guī)律，統(tǒng)計在不同橫向偏移量下的均載系數(shù)K，并繪制橫向偏移-均載系數(shù)曲線，如圖6所示。其中，定義往接觸面?zhèn)鹊臋M向偏移量為正值，反之為負(fù)值。

圖6 橫向偏移-均載系數(shù)曲線Fig.6 Curve of lateral offset-load sharing coefficient

由圖6可見，隨著傳扭軸承往兩側(cè)橫向偏移量的增加，均載系數(shù)均呈現(xiàn)小幅度上升趨勢，并且負(fù)向偏移對均載系數(shù)的影響更大。這是因為隨著傳扭軸承往正向偏移，將引起結(jié)構(gòu)不對稱，因此均載系數(shù)將會小幅度上升。隨著傳扭軸承往負(fù)向偏移，不僅破壞了結(jié)構(gòu)對稱性，還將逐漸減少傳扭軸承的接觸長度，其接觸應(yīng)力將明顯增加，因此負(fù)向偏移對軸承均載性能的影響更大。

2.3 軸承裝配間隙的影響分析

為研究傳扭軸承的裝配間隙對均載性能的影響規(guī)律，將其中一個傳扭軸承的裝配間隙進(jìn)行變化，統(tǒng)計在不同裝配間隙下的均載系數(shù)K，并繪制裝配間隙-均載系數(shù)曲線，如圖7所示。其中，定義間隙量為正值，過盈量為負(fù)值。

圖7 裝配間隙-均載系數(shù)曲線Fig.7 Curve of assembly gap-load sharing coefficient

由圖7可見，隨著傳扭軸承裝配過盈量或間隙量的增加，均載系數(shù)均呈現(xiàn)大幅度上升趨勢，并且過盈量對均載系數(shù)的影響更大。這是因為隨著傳扭軸承間隙量的增加，該軸承的接觸應(yīng)力將隨之降低，其余兩個傳扭軸承的接觸應(yīng)力將同步提高。隨著傳扭軸承過盈量的增加，該軸承的接觸應(yīng)力將顯著提高，其余兩個傳扭軸承的接觸應(yīng)力將同步降低，因此過盈配合對軸承均載性能的影響更大。

將圖5至圖7進(jìn)行對比可見，軸承裝配間隙對均載性能的影響更加顯著，僅產(chǎn)生0.06 mm的裝配偏移量，均載系數(shù)的變化量卻達(dá)到了0.359，需要引起特別重視。并且在實際產(chǎn)品加工中也發(fā)現(xiàn)，軸承過盈配合將不利于軸向滑移，較大的間隙量會產(chǎn)生振動和噪聲，因此需要嚴(yán)格控制軸承裝配間隙，將其限制在較小的范圍內(nèi)且各傳扭軸承裝配間隙保持基本一致。

2.4 軸承傳遞扭矩的影響分析

將一個傳扭軸承的裝配間隙設(shè)定為0.04 mm，其余兩個傳扭軸承剛好接觸，研究傳扭軸承的傳遞扭矩對均載性能的影響規(guī)律，統(tǒng)計在不同傳遞扭矩下的均載系數(shù)K，并繪制傳遞扭矩-均載系數(shù)曲線，如圖8所示。

圖8 傳遞扭矩-均載系數(shù)曲線Fig.8 Curve of transmission torque-load sharing coefficient

由圖8可見，隨著傳扭軸承傳遞扭矩的增加，均載系數(shù)始終呈現(xiàn)降低趨勢，并且初段降低幅度較大，中后段的變化量較小。這是因為隨著傳扭軸承傳遞扭矩的增加，各軸承的接觸情況逐漸趨于相同，接觸應(yīng)力逐漸趨于一致，均載系數(shù)隨之降低。并且在小轉(zhuǎn)矩期間，軸承接觸應(yīng)力的數(shù)值相對較小，對于接觸應(yīng)力的變化較為敏感，因此均載系數(shù)的變化量較大。

3 試驗驗證

基于本文的研究成果，研制了采用傳扭軸承結(jié)構(gòu)的WL250.5型萬向聯(lián)軸器樣機(jī)，回轉(zhuǎn)直徑為250 mm，并開展了性能試驗。驅(qū)動電機(jī)和加載電機(jī)均為1500 kW變頻調(diào)速電機(jī)，額定轉(zhuǎn)速1500 r/min，最高轉(zhuǎn)速2200 r/min，直接驅(qū)動萬向聯(lián)軸器樣機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)，并且采用紅外測溫儀監(jiān)測中間滑槽外表面溫度，如圖9所示。

圖9 萬向聯(lián)軸器性能試驗Fig.9 Performance test of universal coupling

經(jīng)試驗驗證，萬向聯(lián)軸器運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)且無異常噪聲，傳扭軸承運(yùn)轉(zhuǎn)溫度穩(wěn)定，驗證了采用傳扭軸承結(jié)構(gòu)的該型萬向聯(lián)軸器運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定、可靠，可滿足技術(shù)指標(biāo)要求，這為傳扭軸承結(jié)構(gòu)在萬向聯(lián)軸器上的應(yīng)用提供了參考。

4 結(jié)論

本文建立了傳扭軸承結(jié)構(gòu)的CAE模型，開展了軸承接觸分析，并定義了均載系數(shù)，以此分析了軸承位置、裝配間隙以及傳遞扭矩對于軸承均載性能的影響規(guī)律，得出的主要結(jié)論如下：

(1) 本文開展的傳扭軸承接觸分析，可直觀顯示軸承的接觸情況。傳扭軸承在接觸線兩端的接觸應(yīng)力較高且集中，中部接觸應(yīng)力較低且均勻，具有“邊緣效應(yīng)”；

(2) 軸承均載性能對軸承裝配間隙較為敏感，隨著過盈量或間隙量的增大，均載系數(shù)均呈現(xiàn)大幅度上升趨勢，并且過盈量對均載系數(shù)的影響更大。而軸承位置對軸承均載性能的影響較?。?/p>

(3) 隨著傳扭軸承傳遞扭矩的增加，均載系數(shù)始終呈現(xiàn)降低趨勢，并且初段降低幅度較大，中后段的變化量較??；

(4) 研制了采用傳扭軸承結(jié)構(gòu)的萬向聯(lián)軸器樣機(jī)，并開展了性能試驗，驗證了其運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定、可靠，可滿足技術(shù)指標(biāo)要求，這為傳扭軸承結(jié)構(gòu)在萬向聯(lián)軸器上的應(yīng)用提供了參考。