李華山 趙 波 馮金強(qiáng) 姜來(lái)舉

(海洋石油工程股份有限公司)

膜片聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)特性實(shí)驗(yàn)研究

李華山 趙 波 馮金強(qiáng) 姜來(lái)舉

(海洋石油工程股份有限公司)

為了研究螺栓法蘭連接、波動(dòng)載荷和不同預(yù)緊力矩對(duì)膜片聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度的影響，搭建了聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)。通過(guò)扭轉(zhuǎn)實(shí)驗(yàn)機(jī)施加扭矩，并采用角位移編碼器測(cè)量了主動(dòng)、從動(dòng)法蘭盤(pán)的相對(duì)扭角；采用扭力扳手實(shí)現(xiàn)螺栓預(yù)緊力矩的調(diào)節(jié)。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：隨著負(fù)載的增大，法蘭螺栓連接出現(xiàn)了嚴(yán)重的松弛；負(fù)載波動(dòng)情況下，載荷變化越大，剛度變化越大；預(yù)緊力矩的減小使滑移力矩減小，但第3階段的剛度變化不大。預(yù)緊力矩減小至6N·m時(shí)，第1階段和第4階段的剛度明顯減小。

膜片聯(lián)軸器 螺栓連接 扭轉(zhuǎn)剛度

膜片聯(lián)軸器是靠膜片材料變形來(lái)吸收轉(zhuǎn)動(dòng)軸間各種偏移的一種撓性元件。目前，國(guó)內(nèi)外學(xué)者在聯(lián)軸器的不對(duì)中、膜片強(qiáng)度及疲勞等問(wèn)題上開(kāi)展了大量研究工作[1～9]，但針對(duì)不同載荷工況下膜片聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度的研究較少。而且，國(guó)內(nèi)外聯(lián)軸器廠家在其選型手冊(cè)或膜片聯(lián)軸器圖紙中均未提供不同載荷工況下聯(lián)軸器的剛度值。對(duì)于膜片聯(lián)軸器在不同載荷工況下剛度值以及螺栓連接對(duì)扭矩-位移關(guān)系的研究[10,11]，將有助于提高軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析的準(zhǔn)確性，為設(shè)備的安全可靠運(yùn)行提供保證。

筆者通過(guò)模擬實(shí)驗(yàn)，采用靜態(tài)測(cè)量方法[11,12](通過(guò)確定施加在被測(cè)元件上的扭矩和角位移的關(guān)系，間接得到剛度值)開(kāi)展了不同載荷工況下，膜片聯(lián)軸器法蘭-螺栓-膜片組的扭矩-位移特性的研究。

1 膜片聯(lián)軸器及實(shí)驗(yàn)臺(tái)介紹

常見(jiàn)的膜片聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)如圖1所示，扭矩從一端輸入，通過(guò)螺栓傳遞到膜片組，膜片組再通過(guò)螺栓將扭矩傳遞到另一端。它具有無(wú)需潤(rùn)滑、承受偏移能力強(qiáng)、環(huán)境適應(yīng)能力好等特性，被廣泛應(yīng)用于汽輪機(jī)、壓縮機(jī)、船用及航空裝置中[13,14]。

圖1 膜片聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)

實(shí)驗(yàn)臺(tái)整體布置如圖2所示，被測(cè)膜片聯(lián)軸器通過(guò)三爪卡盤(pán)固定在扭轉(zhuǎn)實(shí)驗(yàn)臺(tái)上，安裝時(shí)通過(guò)百分表定位，保證角向偏差不超過(guò)0.6°。通過(guò)伺服電機(jī)施加扭矩，扭矩可從電腦讀取。兩個(gè)法蘭間采用高彈性海綿固定角位移傳感器，用以測(cè)量半聯(lián)軸法蘭與中間軸法蘭的相對(duì)扭轉(zhuǎn)角。編碼器所能測(cè)量的最小角度為4.94″。轉(zhuǎn)角可通過(guò)顯示儀表讀出。膜片聯(lián)軸器螺栓在實(shí)驗(yàn)前進(jìn)行著色，實(shí)驗(yàn)后可以通過(guò)顏色的變化情況來(lái)觀察螺栓與法蘭、膜片組的接觸狀態(tài)(安裝和拆卸過(guò)程中的摩擦并不會(huì)造成顏色的磨損)。

圖2 實(shí)驗(yàn)臺(tái)整體布置

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 法蘭螺栓連接的剛度特性分析

通過(guò)記錄膜片聯(lián)軸器不同扭矩條件下兩法蘭的角位移測(cè)量結(jié)果，繪制膜片聯(lián)軸器扭矩-角位移關(guān)系曲線(圖3)，圖中橫坐標(biāo)為半聯(lián)軸法蘭和中間軸法蘭的相對(duì)角位移，縱坐標(biāo)為伺服電機(jī)施加在聯(lián)軸器上的扭矩，圖3中曲線的斜率為膜片聯(lián)軸器的剛度值。

圖3 膜片聯(lián)軸器扭矩-角位移關(guān)系曲線

從圖3中可以看出膜片聯(lián)軸器存在明顯遲滯現(xiàn)象，在Gilbert B P和Rasmussen K J K的實(shí)驗(yàn)中同樣存在這樣的現(xiàn)象[5]。即在某一外扭矩作用下，扭矩從加載-卸載-反向加載-反向卸載的過(guò)程，施加扭矩與角位移之間形成一條有規(guī)律的封閉曲線，這主要是加載卸載過(guò)程中法蘭與螺栓接觸面的摩擦力方向改變?cè)斐傻?。從?shí)驗(yàn)結(jié)果看來(lái)，重復(fù)性較好。

從圖3可以看出，螺栓在一次加載-卸載-反向加載過(guò)程中，大致經(jīng)歷了6個(gè)階段(圖4)。階段1中，法蘭的相對(duì)位移很小。這是由于靜摩擦力的作用，相對(duì)角位移主要來(lái)自膜片的拉伸和壓縮，而膜片的剛度較大。階段2中，螺栓法蘭連接的剛度突然減小。這主要是由于被測(cè)法蘭通過(guò)高強(qiáng)度螺栓連接，其螺栓與螺栓孔間有0.05mm的間隙。隨著扭矩的增大，負(fù)載扭矩逐漸超過(guò)靜摩擦力矩，接觸面開(kāi)始滑移。第3階段，螺栓接觸到了膜片組，扭矩的傳遞方式由單純的摩擦力傳遞轉(zhuǎn)變?yōu)槟Σ亮吐菟ㄕ龎毫餐瑐鬟f。螺栓法蘭連接的剛度再次變大。第4階段，外力矩開(kāi)始卸載，此時(shí)螺栓法蘭連接的剛度變大。此時(shí)摩擦力又轉(zhuǎn)變?yōu)殪o摩擦力并逐漸減小。由于靜摩擦的作用，這時(shí)候螺栓法蘭的變形又主要來(lái)自膜片。階段5中，隨著扭矩進(jìn)一步卸載并反向加載，摩擦力減小至零隨后轉(zhuǎn)變方向又逐漸增大。隨著外力克服靜摩擦力，接觸面開(kāi)始滑移，螺栓正壓力逐漸減小至零，之后螺栓脫離法蘭并滑移接觸到法蘭的另一端，又到了一個(gè)由摩擦力和螺栓正壓力共同傳遞扭矩的階段。

圖4 實(shí)驗(yàn)過(guò)程的法蘭與螺栓接觸狀態(tài)變化

將圖3所示的1、3、4、6、7階段理想化地簡(jiǎn)化為直線(圖5)。理想化的各階段剛度值見(jiàn)表1。可以看出，階段1的剛度為階段3的5.29倍。因此，在膜片聯(lián)軸器設(shè)計(jì)中必須考慮聯(lián)軸器所承受的載荷大小，其載荷的大小將對(duì)膜片聯(lián)軸器剛度有較大的影響。

圖5 理想化的扭矩-角位移關(guān)系曲線

表1 理想化的各階段剛度值×105(N·m·rad-1)

實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，當(dāng)扭矩施加到800N·m時(shí)，膜片聯(lián)軸器的膜片出現(xiàn)失穩(wěn)。隨著扭矩的增大，膜片的變形更加嚴(yán)重。從螺栓上顏色的磨損情況看，每個(gè)螺栓的接觸情況差別很大，這是由于安裝過(guò)程中不是完全對(duì)中造成的螺栓受力不對(duì)稱。

2.2 載荷波動(dòng)情況下剛度特性分析

對(duì)于旋轉(zhuǎn)機(jī)械，負(fù)載扭矩常常是波動(dòng)的。為模擬旋轉(zhuǎn)機(jī)械的實(shí)際工作狀態(tài)，筆者在1300～1 700N·m和900～1 700N·m的范圍內(nèi)反復(fù)地加載卸載扭矩，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖6所示。

圖6 載荷波動(dòng)下的扭矩-角位移關(guān)系曲線

第n個(gè)測(cè)點(diǎn)的扭矩記作Mn，角位移記作θn，定義第n點(diǎn)的扭轉(zhuǎn)剛度為：

(1)

根據(jù)式(1)所計(jì)算的剛度隨扭矩變化規(guī)律如圖7所示。以1700N·m開(kāi)始卸載作為起點(diǎn)，卸載時(shí)，剛度隨扭矩減小而減小，當(dāng)扭矩再次反向加載時(shí)，剛度突然增大，而后又隨著扭矩增大而減小。對(duì)比兩次的實(shí)驗(yàn)結(jié)果，當(dāng)扭矩由1700N·m卸載到1300N·m時(shí)，剛度減小了43.4%；當(dāng)扭矩由1700N·m卸載到900N·m時(shí)，剛度減小了97.3%。這表明，膜片聯(lián)軸器在承受波動(dòng)扭矩工況下，扭矩波動(dòng)越大剛度波動(dòng)越大。

圖7 膜片聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度-扭矩關(guān)系曲線

2.3 預(yù)緊力矩對(duì)螺栓法蘭連接剛度的影響分析

一部分力矩是通過(guò)摩擦力傳遞的，而摩擦力的大小同螺栓的預(yù)緊力矩成正比。為研究預(yù)緊力矩對(duì)螺栓法蘭連接剛度的影響，分別對(duì)6、12、24N·m預(yù)緊力矩下的螺栓法蘭的連接進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，得到了它們的扭矩-角位移曲線(圖8)。圖9為根據(jù)式(1)所計(jì)算的剛度隨扭矩的變化關(guān)系。

圖8 不同預(yù)緊力矩螺栓法蘭連接扭矩-角位移關(guān)系曲線

從圖8可以看出，隨著預(yù)緊力矩的減小，螺栓法蘭連接更快地進(jìn)入滑移階段。從圖9可以看出，當(dāng)擰緊力矩為6N·m時(shí)，螺栓法蘭的扭轉(zhuǎn)連接在第1階段和第4階段中的剛度要小于同力矩下的12N·m和24N·m擰緊力矩的實(shí)驗(yàn)組，可見(jiàn)小的預(yù)緊力矩會(huì)影響階段1和階段4的扭轉(zhuǎn)剛度。雖然3個(gè)實(shí)驗(yàn)組的起始剛度不同，滑移扭矩不同，但在第3階段中，三者的剛度非常接近。

3 結(jié)論

3.1 螺栓法蘭連接在一次加載-卸載-反向加載的過(guò)程中，經(jīng)歷了多個(gè)階段。隨著載荷的增大，3.2 載荷波動(dòng)越大，螺栓法蘭連接的扭轉(zhuǎn)剛度變化越大。載荷從1 700N·m卸載至1 300N·m時(shí)剛度減小了43.4%；載荷從1 700N·m卸載至900N·m時(shí)剛度減小了97.3%。這表明，在載荷波動(dòng)工況下，膜片聯(lián)軸器的剛度變化較大，這將對(duì)整個(gè)軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析時(shí)產(chǎn)生較大誤差。因此，需要聯(lián)軸器廠家對(duì)于生產(chǎn)的膜片聯(lián)軸器提供其動(dòng)態(tài)剛度值，為準(zhǔn)確分析軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)提供依據(jù)。

圖9 不同預(yù)緊力矩下膜片聯(lián)軸器剛度-扭矩關(guān)系曲線

螺栓法蘭連接出現(xiàn)了嚴(yán)重的松弛，階段1的剛度為階段3的5.29倍。因此在聯(lián)軸器設(shè)計(jì)時(shí)，必須參考聯(lián)軸器的扭矩-位移關(guān)系曲線。

3.3 滑移扭矩隨著螺栓預(yù)緊力的增大而增大。螺栓預(yù)緊力會(huì)影響螺栓法蘭連接在第1、4階段的剛度，但對(duì)第3階段的剛度影響不大。

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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-

李華山(1981-)，工程師，從事海洋平臺(tái)油氣處理設(shè)施的研究。

聯(lián)系人趙波(1987-)，助理工程師，從事海洋平臺(tái)油氣處理設(shè)施的研究，zhaobo3@mail.cooec.com.cn。

TQ055

A

0254-6094(2017)02-0149-05

2016-10-20，

2017-03-29)

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