膜片联轴器扭转特性实验研究

李华山 赵 波 冯金强 姜来举

(海洋石油工程股份有限公司)

膜片联轴器扭转特性实验研究

李华山 赵 波 冯金强 姜来举

(海洋石油工程股份有限公司)

为了研究螺栓法兰连接、波动载荷和不同预紧力矩对膜片联轴器扭转刚度的影响，搭建了联轴器扭转刚度测试实验台。通过扭转实验机施加扭矩，并采用角位移编码器测量了主动、从动法兰盘的相对扭角；采用扭力扳手实现螺栓预紧力矩的调节。实验结果表明：随着负载的增大，法兰螺栓连接出现了严重的松弛；负载波动情况下，载荷变化越大，刚度变化越大；预紧力矩的减小使滑移力矩减小，但第3阶段的刚度变化不大。预紧力矩减小至6N·m时，第1阶段和第4阶段的刚度明显减小。

膜片联轴器 螺栓连接 扭转刚度

膜片联轴器是靠膜片材料变形来吸收转动轴间各种偏移的一种挠性元件。目前，国内外学者在联轴器的不对中、膜片强度及疲劳等问题上开展了大量研究工作[1～9]，但针对不同载荷工况下膜片联轴器扭转刚度的研究较少。而且，国内外联轴器厂家在其选型手册或膜片联轴器图纸中均未提供不同载荷工况下联轴器的刚度值。对于膜片联轴器在不同载荷工况下刚度值以及螺栓连接对扭矩-位移关系的研究[10,11]，将有助于提高轴系扭转振动分析的准确性，为设备的安全可靠运行提供保证。

笔者通过模拟实验，采用静态测量方法[11,12](通过确定施加在被测元件上的扭矩和角位移的关系，间接得到刚度值)开展了不同载荷工况下，膜片联轴器法兰-螺栓-膜片组的扭矩-位移特性的研究。

1 膜片联轴器及实验台介绍

常见的膜片联轴器结构如图1所示，扭矩从一端输入，通过螺栓传递到膜片组，膜片组再通过螺栓将扭矩传递到另一端。它具有无需润滑、承受偏移能力强、环境适应能力好等特性，被广泛应用于汽轮机、压缩机、船用及航空装置中[13,14]。

图1 膜片联轴器结构

实验台整体布置如图2所示，被测膜片联轴器通过三爪卡盘固定在扭转实验台上，安装时通过百分表定位，保证角向偏差不超过0.6°。通过伺服电机施加扭矩，扭矩可从电脑读取。两个法兰间采用高弹性海绵固定角位移传感器，用以测量半联轴法兰与中间轴法兰的相对扭转角。编码器所能测量的最小角度为4.94″。转角可通过显示仪表读出。膜片联轴器螺栓在实验前进行着色，实验后可以通过颜色的变化情况来观察螺栓与法兰、膜片组的接触状态(安装和拆卸过程中的摩擦并不会造成颜色的磨损)。

图2 实验台整体布置

2 实验结果与分析

2.1 法兰螺栓连接的刚度特性分析

通过记录膜片联轴器不同扭矩条件下两法兰的角位移测量结果，绘制膜片联轴器扭矩-角位移关系曲线(图3)，图中横坐标为半联轴法兰和中间轴法兰的相对角位移，纵坐标为伺服电机施加在联轴器上的扭矩，图3中曲线的斜率为膜片联轴器的刚度值。

图3 膜片联轴器扭矩-角位移关系曲线

从图3中可以看出膜片联轴器存在明显迟滞现象，在Gilbert B P和Rasmussen K J K的实验中同样存在这样的现象[5]。即在某一外扭矩作用下，扭矩从加载-卸载-反向加载-反向卸载的过程，施加扭矩与角位移之间形成一条有规律的封闭曲线，这主要是加载卸载过程中法兰与螺栓接触面的摩擦力方向改变造成的。从实验结果看来，重复性较好。

从图3可以看出，螺栓在一次加载-卸载-反向加载过程中，大致经历了6个阶段(图4)。阶段1中，法兰的相对位移很小。这是由于静摩擦力的作用，相对角位移主要来自膜片的拉伸和压缩，而膜片的刚度较大。阶段2中，螺栓法兰连接的刚度突然减小。这主要是由于被测法兰通过高强度螺栓连接，其螺栓与螺栓孔间有0.05mm的间隙。随着扭矩的增大，负载扭矩逐渐超过静摩擦力矩，接触面开始滑移。第3阶段，螺栓接触到了膜片组，扭矩的传递方式由单纯的摩擦力传递转变为摩擦力和螺栓正压力共同传递。螺栓法兰连接的刚度再次变大。第4阶段，外力矩开始卸载，此时螺栓法兰连接的刚度变大。此时摩擦力又转变为静摩擦力并逐渐减小。由于静摩擦的作用，这时候螺栓法兰的变形又主要来自膜片。阶段5中，随着扭矩进一步卸载并反向加载，摩擦力减小至零随后转变方向又逐渐增大。随着外力克服静摩擦力，接触面开始滑移，螺栓正压力逐渐减小至零，之后螺栓脱离法兰并滑移接触到法兰的另一端，又到了一个由摩擦力和螺栓正压力共同传递扭矩的阶段。

图4 实验过程的法兰与螺栓接触状态变化

将图3所示的1、3、4、6、7阶段理想化地简化为直线(图5)。理想化的各阶段刚度值见表1。可以看出，阶段1的刚度为阶段3的5.29倍。因此，在膜片联轴器设计中必须考虑联轴器所承受的载荷大小，其载荷的大小将对膜片联轴器刚度有较大的影响。

图5 理想化的扭矩-角位移关系曲线

表1 理想化的各阶段刚度值×105(N·m·rad-1)

实验过程中，当扭矩施加到800N·m时，膜片联轴器的膜片出现失稳。随着扭矩的增大，膜片的变形更加严重。从螺栓上颜色的磨损情况看，每个螺栓的接触情况差别很大，这是由于安装过程中不是完全对中造成的螺栓受力不对称。

2.2 载荷波动情况下刚度特性分析

对于旋转机械，负载扭矩常常是波动的。为模拟旋转机械的实际工作状态，笔者在1300～1 700N·m和900～1 700N·m的范围内反复地加载卸载扭矩，实验结果如图6所示。

图6 载荷波动下的扭矩-角位移关系曲线

第n个测点的扭矩记作Mn，角位移记作θn，定义第n点的扭转刚度为：

(1)

根据式(1)所计算的刚度随扭矩变化规律如图7所示。以1700N·m开始卸载作为起点，卸载时，刚度随扭矩减小而减小，当扭矩再次反向加载时，刚度突然增大，而后又随着扭矩增大而减小。对比两次的实验结果，当扭矩由1700N·m卸载到1300N·m时，刚度减小了43.4%；当扭矩由1700N·m卸载到900N·m时，刚度减小了97.3%。这表明，膜片联轴器在承受波动扭矩工况下，扭矩波动越大刚度波动越大。

图7 膜片联轴器扭转刚度-扭矩关系曲线

2.3 预紧力矩对螺栓法兰连接刚度的影响分析

一部分力矩是通过摩擦力传递的，而摩擦力的大小同螺栓的预紧力矩成正比。为研究预紧力矩对螺栓法兰连接刚度的影响，分别对6、12、24N·m预紧力矩下的螺栓法兰的连接进行实验，得到了它们的扭矩-角位移曲线(图8)。图9为根据式(1)所计算的刚度随扭矩的变化关系。

图8 不同预紧力矩螺栓法兰连接扭矩-角位移关系曲线

从图8可以看出，随着预紧力矩的减小，螺栓法兰连接更快地进入滑移阶段。从图9可以看出，当拧紧力矩为6N·m时，螺栓法兰的扭转连接在第1阶段和第4阶段中的刚度要小于同力矩下的12N·m和24N·m拧紧力矩的实验组，可见小的预紧力矩会影响阶段1和阶段4的扭转刚度。虽然3个实验组的起始刚度不同，滑移扭矩不同，但在第3阶段中，三者的刚度非常接近。

3 结论

3.1 螺栓法兰连接在一次加载-卸载-反向加载的过程中，经历了多个阶段。随着载荷的增大，3.2 载荷波动越大，螺栓法兰连接的扭转刚度变化越大。载荷从1 700N·m卸载至1 300N·m时刚度减小了43.4%；载荷从1 700N·m卸载至900N·m时刚度减小了97.3%。这表明，在载荷波动工况下，膜片联轴器的刚度变化较大，这将对整个轴系扭转振动分析时产生较大误差。因此，需要联轴器厂家对于生产的膜片联轴器提供其动态刚度值，为准确分析轴系扭转振动提供依据。

图9 不同预紧力矩下膜片联轴器刚度-扭矩关系曲线

螺栓法兰连接出现了严重的松弛，阶段1的刚度为阶段3的5.29倍。因此在联轴器设计时，必须参考联轴器的扭矩-位移关系曲线。

3.3 滑移扭矩随着螺栓预紧力的增大而增大。螺栓预紧力会影响螺栓法兰连接在第1、4阶段的刚度，但对第3阶段的刚度影响不大。

[1] 李和言,马彪,陈漫.弹性联轴器对柴油机输出转矩不均匀性衰减研究[J]．机械设计，2002，19(9)：29～33．

[2] Yi C Y. Analysis of the Meshing of Crown Gear Coupling[J]. Journal of Shanghai University (English Edition)，2005, 9(6): 527～533.

[3] Al-Hussain K M.Dynamic Stability of Two Rigid Rotors Connected by a Flexible Coupling with Angular Misalignment[J]. Journal of Sound And Vibration，2003,266(2): 217～234.

[4] 华军,许庆余.膜片联轴器膜片应力计算及疲劳寿命分析[J]．机械科学与技术，2000，19(2):203～206．

[5] Gilbert B P, Rasmussen K J R. Bolted Moment Connections in Drive-in and Drive-through Steel Storage Racks[J]. Journal of Constructional Steel Research，2010, 66(6): 755～766.

[6] Dubina D, Zaharia R. Cold-formed Steel Trusses with Semi-Rigid Joints[J]. Thin-Walled Structures，1997, 29(1-4): 273～287.

[7] Zaharia R, Dubina D. Stiffness of Joints in Bolted Connected Cold-formed Steel Trusses[J]. Journal of Constructional Steel Research，2006, 62(3):240～249.

[8] 殷国庆,吴跃东. 膜片式联轴器性能分析[J]．风机技术，2010，(2):19～22．

[9] 洪成文．膜片联轴器挠性元件刚度计算[J]．热能动力工程，1986，(6):34～41,57．

[10] 刘景明,闫兵.膜片式联轴器结构对其扭转刚度的影响分析[J]．机械工程与自动化，2016，(1): 82～85．

[11] 卫冬生,徐筱欣,钟凯.大功率膜片联轴器扭转刚度计算研究[J].机械传动,2006,30(6):7～8.

[12] 赵维谦,谭久彬,房成林,等. 弹挠性零件刚度系数测量方法[J]．航天制造技术，2001，(1)：33～36．

[13] 乔社宁,周亚峰,李旭晶，等. 联轴器对压缩机轴系扭振的调节研究[J]．流体机械，2009，37(5)：49～51．

[14] 华军,张玉莲,许庆余. 叠片联轴器联结的转子系统扭转振动计算和动力修改分析[J]．机械强度，2000，22(2)：86～88．

ExperimentalInvestigationofTorsionalPropertiesofDiaphragmDiscCoupling

LI Hua-shan, ZHAO Bo, FENG Jin-qiang, JIANG Lai-ju
(OffshoreOilEngineeringCo.,Ltd.)

A test rig was built to investigate the influence of bolted connections, fluctuating load and bolt preload on torsional rigidity of the disc coupling. Having torsional tester applied to exert the torque and the angu-

李华山(1981-)，工程师，从事海洋平台油气处理设施的研究。

联系人赵波(1987-)，助理工程师，从事海洋平台油气处理设施的研究，zhaobo3@mail.cooec.com.cn。

TQ055

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2016-10-20，

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