鼓形齒聯(lián)軸器螺栓聯(lián)接有限元分析

首先，利用UG軟件進(jìn)行聯(lián)軸器螺栓聯(lián)接實(shí)體建模；然后，用ANSYS軟件對其進(jìn)行有限元分析．考慮螺栓聯(lián)接的接觸特性，通過改變摩擦因數(shù)分析螺栓所受的拉伸應(yīng)力和剪切應(yīng)力，螺栓受拉伸和受剪切的危險(xiǎn)截面均在螺母與內(nèi)齒套法蘭結(jié)合面靠近內(nèi)齒套外圓部位；摩擦因數(shù)變大時(shí)螺栓所受拉伸應(yīng)力明顯減小，而剪切應(yīng)力變化不大；選擇聯(lián)接螺栓和螺母、通過合理的加工工藝適當(dāng)變加法蘭面的摩擦因數(shù)，螺栓聯(lián)接強(qiáng)度

雙螺桿磨漿機(jī)的傳動箱與兩螺桿之間采用鼓形齒聯(lián)軸器聯(lián)接．鼓形齒式聯(lián)軸器采用普通平鍵和螺栓雙層聯(lián)接，中間的鼓形齒允許兩被聯(lián)接軸有擺動角度．由于雙螺桿磨漿機(jī)需要傳遞的扭矩很大，而且兩螺桿中 心距較小，不能采用標(biāo)準(zhǔn)的鼓形齒聯(lián)軸器，需要設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)緊湊的非標(biāo)鼓形齒聯(lián)軸器．由于聯(lián)軸器外徑受限，螺栓孔定位圓尺寸受到限制，只能采用直徑較小的螺栓．螺栓聯(lián)接利用螺紋零件構(gòu)成，拆卸方便、應(yīng)用很廣．螺栓和法蘭聯(lián)接系統(tǒng)的失效將帶來經(jīng)濟(jì)損失．

對螺栓聯(lián)接進(jìn)行有限元分析，通常情況下都是建立有限元模型，然后施加約束和載荷，較后將求解結(jié)果與理論結(jié)果進(jìn)行比較，并得出結(jié)論；但是，沒有考慮螺帽、螺母與法蘭面之間以及兩法蘭面之間的摩擦因數(shù)不同對有限元分析結(jié)果的影響．材料的摩擦因數(shù)與零件接觸表面粗糙度及表面處理方式有關(guān)，摩擦因數(shù)影響聯(lián)接螺栓的預(yù)緊力．本文通過UG進(jìn)行三維實(shí)體建模，然后采用ANSYS軟件模擬分析，對用于雙螺桿磨漿機(jī)的非標(biāo)鼓形齒聯(lián)軸器的螺栓進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核，以選擇滿足要求的聯(lián)接螺栓；進(jìn)一步找到摩擦因數(shù)與聯(lián)接螺栓強(qiáng)度、剛度之間的聯(lián)系，從而選擇合理的摩擦因數(shù)及表面加工工藝，以螺栓聯(lián)接的安 全性

(1)利用UG軟件對鼓形齒式聯(lián)軸器螺栓聯(lián)接進(jìn)行三維實(shí)體建模，然后用有限元分析軟件ANSYS對其進(jìn)行分析計(jì)算，將分析結(jié)果與理論公式計(jì)算值進(jìn)行比較，結(jié)果表明螺栓的危險(xiǎn)截面是螺栓與螺母聯(lián)接內(nèi)側(cè)靠近內(nèi)齒套外圓的部位．

(2)對于大扭矩、外徑受限的螺栓聯(lián)接，螺栓聯(lián)接強(qiáng)度方法是選擇螺栓和螺母，并適當(dāng)變加聯(lián)接法蘭兩側(cè)的摩擦因數(shù)；通過涂富鋅漆或噴砂處理鋼制法蘭表面，靜摩擦因數(shù)可大于0.35，此時(shí)所需預(yù)緊力應(yīng)大于63,500,N．

(3)用節(jié)點(diǎn)耦合模擬螺紋聯(lián)接的接觸行為，使分析結(jié)果與理論結(jié)果相符合，取得了預(yù)期的效果．同時(shí)提出的螺栓預(yù)緊模擬方法，通過分析可螺栓聯(lián)接的穩(wěn)妥性．

(4)在螺栓分析有限元模型中，把聯(lián)軸器及被聯(lián)接件的勻速轉(zhuǎn)動當(dāng)作靜態(tài)受力情況進(jìn)行處理，實(shí)際上，當(dāng)磨漿機(jī)起動、制動或者加料不均勻時(shí)聯(lián)軸器會受到?jīng)_擊作用，這些還有待于進(jìn)一步的研究。