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1 前言
由于凸缘联轴器结构简单，制造容易，径向尺寸小，成本低所以在国民经济及其他领域得到了广泛的应用。作为旋转机械机构，并且由于制造和安装的误差，导致凸缘联轴器成为整个系统中的易损零件。因此非常有必要对凸缘联轴器进行结构受力分析，从内部找出其故障的机理，从而为凸缘联轴器的设计提供一定的理论依据。
2 凸缘联轴器的结构特点
凸缘联轴器是一种应用最广的刚性联轴器，有两个半联轴器及连接螺栓组成。凸缘联轴器有两种对中方法，一种是用一半联轴器上的凸榫头与另一半联轴器上的凹榫槽相配对中；另一种是用铰制孔用螺栓对中。此种联轴器结构简单、成本低、可传递较大的转矩。
本文研究的就是上面说的铰制孔用螺栓对中的凸缘联轴器。首先在三维制图软件proe建造铰制孔用螺栓对中的凸缘联轴器的，如图1所示。 （图片）
图1 半联轴器的结构尺寸如图2所示。（图片）
图2 由上图可以知道半联轴器外环上有4个直径为12mm的小圆孔，半联轴器的外环直径是120mm，内环直径是30mm也就是和直径为30mm的轴配合使用。已知联轴器的转速为8000r/min，传递功率335kw 。下面利用有限元分析方法分别计算在旋转过程中的离心力、传动螺栓的切向力等情况下联轴器的应力分布情况。
3.分析过程
3.1 有限元模型的建立
在三维制图软件Proe中，已经设计好符合国家标准的凸缘联轴器模型，见图1。由于两个半联轴器的结构完全一样，因此，我们仅对一个半联轴器进行分析。通过Proe和ANSYS的接口如图3所示，把建造的半联轴器导入到ANSYS中见图4。（图片）
图3 （图片）
图4 设置分析类型为结构分析，定义单元类型为Solid45（该单元用于构造三维实体结构。单元通过8个节点来定义，每个节点有3个沿着xyz方向平移的自由度。单元具有塑性，蠕变，膨胀，应力强化，大变形和大应变能力）。定义材料的弹性模量、泊松比和密度。网格划分采用网格划分工具，在网格划分工具中设置单元的属性和划分单元的长度。选择自适应网格划分的方式，设置智能划分的数值为6。划分的结果见图5，从图上可以看出，对于容易出现应力集中的位置，网格都划分的比较细，能够保证分析的精度。（图片）
图5 3.2在扭矩作用下半联轴器的变形和应力
本文所分析的凸缘联轴器是通过半联轴器上的4个铰接孔用螺栓将扭矩从一端传到另一端。分析时，以四个螺孔同一侧的半个面固定，在键槽的一个面上施加力。已知功率P为355kw，转矩为400 N?m，配合的轴的直径为30mm。有限元分析的结果如图6、图7。从图6上我们可以发现，在转矩为400 N?m时，半联轴器的最大位移为0.007914mm，最大位移发生在键槽出；最大应力也出现在键槽处，所得结果与实际情况相符合。（图片）
图6 （图片） 3.3 半联轴器的离心力分析
根据半凸缘联轴器的工作情况及其约束条件为轴孔心轴向和周向约束而径向放开。因此在离心力的作用下，限制轴孔的周向和轴向位移，然后施加惯性载荷即角速度，并进行分析。已知条件为转速8000r/min，转化成角速度，即N=2π×800/60，此时半联轴器所受的外载荷只有绕Y轴的角速度。分析结果如图8、图9。图8是半联轴器在额定转速下，各部分的位移情况，从图上我们可以知道最大位移是0.001364mm,产生最大位移的位置在半联轴器内测。图9是各部分的应力情况，从图上我们可以知道最大应力为16MPa，远小于材料的屈服应力。（图片）
图8 （图片）
图9 4、结语
本文利用大型通用分析程序ANSYS 以半凸缘联轴器为例，分析了凸缘联轴器在受扭转载荷与高速旋转时产生的离心力载荷时的应力与应变分布分布情况。
从上面的分析数据中，我们可以知道该联轴器在正常工作时它的应力和应变都在允许的范围内，所以设计合理。
6/5/2010
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