法蘭式無鍵液壓聯軸器安裝及運行穩定性驗證分析

王 瑞，范華濤，宋 強

(中國船舶科學研究中心 深海載人裝備國家重點實驗室，江蘇 無錫 214082)

0 引 言

法蘭式無鍵液壓聯軸器具有工作可靠、使用壽命長、裝拆簡便等優點，但法蘭式無鍵液壓聯軸器安裝過程中的徑向油壓和軸向推力都和聯軸器外套的推入量相關[1 –4]。如果無鍵聯軸器液壓安裝后實際的推入量較小，聯軸器不能正常的傳遞扭矩力，嚴重時法蘭式液壓聯軸器的無鍵聯接可能會突然失效松脫，造成尾軸和螺旋槳的停轉。如果無鍵聯軸器液壓安裝后實際的推入量較大，聯軸器外套的等效應力也隨之增大，當等效應力超過聯軸器材料的屈服極限時，聯軸器可能會被撐裂而報廢[5 –7]。為此以正云1 號船舶作為研究對象，根據船級社規范進行理論計算，運用有限元法對液壓安裝過程中的推入量和油壓進行仿真分析。通過理論值和仿真值的對比分析，檢驗選取推入量的理論值是否合理，獲得液壓安裝過程中的p-S（油壓-推入量）曲線，提出一種無鍵螺旋槳液壓安裝方案，為無鍵螺旋槳液壓安裝的控制提供理論依據。

1 計算原理

1.1 推入量的計算公式

船舶軸系的液壓聯軸器在安裝的初期，要有一個初始推入量，設初始推入量為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度；t 為軸套安裝時的環境溫Ne 為傳遞到尾軸的額定功率；A 為軸內套和外套的接觸面積；d1為尾軸的直徑；ne為軸工作時的轉速；a1，a2分別為尾軸材料和軸套材料的線膨脹系數；度；E1，E2分別為尾軸和軸套材料的彈性模量；

1.2 液壓安裝的基礎力

當在室溫的環境下安裝時，聯軸器外套和內套接觸面的表面最小壓力為P，當聯軸器的外套和內套緊密結合時，定義此時的軸向推力為F0，P 和F0的計算公式如下：

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

1.3 軸向推力和徑向油壓

聯軸器在安裝的過程中所施加的軸向推力為：

式中， μ2為聯軸器安裝過程中的接觸面間的摩擦系數（0.03）。在液壓聯軸器安裝過程中的徑向油壓必須大于聯軸器內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。因此徑向油壓的計算公式如下：

1.4 應力的計算

如果液壓聯軸器內套和外套的等效應力過小，在船舶運行過程中，液壓聯軸器容易滑移脫落；如果應力過大，液壓聯軸器塑性變形也會滑移脫落。因此為了檢驗無鍵液壓聯軸器安裝后的可靠性，必須計算液壓聯軸器內套和外套的等效應力。等效應力的計算公式如下：

式中： σ1， σ2， σ3分別為接觸面間的3 個主應力。

2 實例計算分析

以正云1 號船舶上的無鍵液壓聯軸器的安裝為例，表1 為實例分析中用到的主要數據。

表1 分析中主要的參數Tab.1 The main parameters

2.1 模型的網格劃分和約束的施加

根據以上提供的數據建立液壓聯軸器的安裝三維模型和抗沖擊性能分析的三維模型，并且將三維模型進行有限元的六面體網格劃分，設置網格劃分的全局尺寸為0.02 mm，有限元網格劃分如圖1 所示。

為了實現準確的有限元計算，安裝三維模型包括尾軸和聯軸器，安裝時將尾軸端部位置和聯軸器內套進行全約束，因為聯軸器外套處于安裝狀態，所以聯軸器外套處于縱向活動狀態?？箾_擊性能分析的三維模型包括尾軸、聯軸器和中間軸，因為這時的各個部件已經安裝完畢，因此將尾軸、中間軸以及軸承位置進行部分約束，使軸處于旋轉狀態。

圖1 液壓聯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 等效應力

選取聯軸器外套的內表面為接觸面，以聯軸器的內套外表面為目標面，對液壓聯軸器進行緩慢定速安裝，選取理論計算的最大推入量34.87 mm 進行仿真分析，安裝后仿真分析的結果如圖2 所示。

圖2 液壓聯軸器應力Fig.2 Stress of hydraulic coupling

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

2.3 徑向油壓

在液壓聯軸器推入過程中（S=0～34.87 mm），選取其中的12 組油壓的數據，并且和式（6）計算的理論油壓值進行比較。液壓聯軸器安裝過程中徑向油壓的仿真值和理論值對比曲線如圖3 所示。

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

由圖可知，聯軸器液壓安裝過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27 mm 以后，仿真值和理論計算值偏差開始增大；徑向油壓的理論計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%，滿足船級社鋼制海船入級規范中的7%的要求，通過對比驗證，說明了仿真計算結果的正確性。

2.4 軸向推力

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

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

由圖可知，聯軸器液壓安裝過程中軸向推力的仿真值和理論計算值基本都是呈線性增大，兩者相差不大。從推入量到達18 mm 左右以后，由于實際安裝過程中的邊緣等效應力的奇異性，接觸的邊緣位置具有應力集中的現象，接觸面的摩擦力比理論值大，導致實際的軸向推力仿真值增大，仿真值和理論計算值偏差開始增大；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%，滿足船級社鋼制海船入級規范中7%的要求。通過對比驗證，說明了仿真計算結果的正確性。

2.5 無鍵聯軸器液壓安裝方案

在無鍵聯軸器液壓安裝前，對液壓安裝的重要參數進行理論計算，建立聯軸器-軸無鍵聯接的三維模型，運用有限元分析方法進行無鍵液壓安裝的仿真分析，獲得液壓安裝過程中的軸向油壓和徑向油壓與推入量之間的關系曲線，實際安裝時的油壓隨推入量的數值按照給定的關系曲線進行加載。在聯軸器無鍵液壓安裝過程中，對油壓的數值進行實時的監測，并對監測的實際曲線設定波動范圍。如果監測的實際曲線在給定曲線的設定偏差范圍內波動，無鍵聯軸器可以進行液壓安裝；如果監測的實際油壓曲線超出給定油壓曲線的設定范圍，為防止聯軸器和螺旋槳軸等部件被破壞，需停液壓安裝，進一步分析無鍵聯軸器液壓安裝過程中出現故障的原因。

3 聯軸器的穩定性分析

無鍵法蘭式液壓聯軸器安裝好以后，為了驗證在極限工作狀態下的穩定性，對在最大扭矩（3600 kNm）工況下的液壓聯軸器的應力分布進行仿真分析，仿真結果如圖5 所示。

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

從圖可知，液壓聯軸器的外套最大應力為165.39 MPa，由于法蘭螺栓鏈接盤和外套的連接過渡位置出現應力集中現象，因此過渡部位的應力比其他部位偏大。液壓聯軸器內套的最大應力要比外套的小一個等量級。但是由于受到邊緣等效應力集中現象的影響，內套的最大應力出現在邊緣位置，聯軸器承內套的薄弱環節出現在兩端。但是液壓聯軸器內套和外套的應力都小于材料屈服強度，故聯軸器內外套均符合抗沖擊的要求。

4 結 語

經過對正云1 號船舶液壓聯軸器的安裝和安裝后穩定性的分析可知，按照理論計算的推入量不僅可以滿足液壓聯軸器正常運行的需要，還符合液壓聯軸器內外套抗沖擊性的要求。

1）由于液壓聯軸器實際安裝過程中邊緣等效應力的奇異性，接觸的邊緣位置具有應力集中的現象，接觸面的摩擦力異常增大。當推入量達到一定的值以后，軸向推力仿真的計算結果大于理論計算的值。為了保證液壓聯軸器正常的工作，安裝后的極大等效應力值應該小于聯軸器的材料屈服強度。

2）聯軸器液壓安裝過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，當推入量達到某位置以后，仿真值和理論計算值偏差開始增大，并且徑向油壓的理論計算值幾乎都小于有限元的仿真值。為了保證液壓聯軸器正常的工作，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社鋼制海船入級規范中的7%的要求。

3）在液壓聯軸器運行穩定的情況下，液壓聯軸器內套的應力小于外套，由于受到邊緣等效應力集中現象的影響，內套的最大應力出現在邊緣位置，聯軸器承內套的薄弱環節出現在兩端。