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第17卷第4期工 程 力 学Vol.17 No.42000年 8 月ENGINEERING MECHANICS Aug. 2000———————————————收稿日期：1999-03-17基金项目：国家自然科学基金项目(59335100)作者简介：华军(1971)，男，山东人，博士，从事非线性转子动力学研究文章编号：1000-4750(2000)04-132-06应用局部应力–应变法计算联轴器膜片疲劳寿命华 军，许庆余，张亚红(西安交通大学工程力学系，西安 710049)摘 要：由于轴线间的角向不对中，联轴器旋转时膜片中产生交变应力，引起疲劳问题。
使用中需要考虑其疲劳寿命。
本文对六孔圆环形和束腰形膜片，利用有限元方法和薄板弯曲理论建立膜片应力计算模型。
引入改进的局部应力—应变法，建立计算膜片联轴器膜片疲劳裂纹形成寿命的模型和方法。
定量分析两种形式膜片的应力、附加载荷和疲劳寿命，最后，得出对膜片组设计有参考价值的结论。
结论表明，对于设计合理的膜片，其疲劳寿命能满足机组工作要求。
关键词：膜片；联轴器；局部应力—应变法；疲劳；裂纹中图分类号：TK26.6, O346.2, TB115 文献标识码：A1 引言膜片联轴器由两端轴、膜片组、中间轴和连接螺栓组成(图1)，是一种有广泛发展前途的、新型的、可取代齿式联轴器的两轴挠性联接装置。
由于轴线间的角向不对中，联轴器旋转时膜片中产生交变应力，引起疲劳。
本文利用有限元方法建模，分析膜片的应力。
在此基础上，引入修正的局部应力—应变法估算膜片疲劳裂纹形成寿命。
1 2 3 41—左端轴套; 2—膜片组; 3—中间轴套; 4—连接螺栓图1 膜片联轴器结构示意图应用局部应力—应变法计算联轴器膜片疲劳寿命133 2 膜片应力分析膜片是膜片挠性联轴器的关键性部件，由于轴线间偏移、传递转矩、承受离心力，膜片工作时处于复杂的受力状态。
膜片作为弹性元件，承受的负荷如表1所示。
轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型在探讨机械运转的奥秘时，我们不得不提一个看似简单却又至关重要的话题——轴所受的载荷类型以及由此产生的应力类型。
想象一下，如果机器的心脏——轴，承受了不恰当的力量，会发生什么？答案可能比听起来要复杂得多。
我们要明确什么是“载荷”。
简单来说，就是施加在物体上使其产生变形或运动的力量。
而“应力”呢，则是这些力作用于物体内部，导致材料发生形变的程度。
这听起来是不是有点像数学公式里的“未知数”？接下来，让我们来聊聊轴所受的载荷类型。
想象一下，你正在玩一个游戏，游戏里的角色需要穿越一片森林。
这片森林里，有各种各样的树木，有的高大威猛，有的矮小柔弱。
角色需要小心翼翼地选择路径，以免被那些“高大威猛”的树给撞倒。
这里的“高大威猛”的树，就好比是轴上承受的载荷类型中的“静载荷”，它们会给轴带来稳定的压力，让轴稳稳地站立。
而“矮小柔弱”的树，就像是“动载荷”，它们可能会突然跳出来，给轴带来突如其来的冲击。
那么，轴会因为什么类型的载荷而产生应力呢？这个问题的答案就有意思了。
想象一下，如果森林里突然出现了一条蜿蜒的小河，河水湍急，角色必须小心翼翼地绕过这条河。
这时候，如果角色不小心踩到了一块滑石，就可能会被河水冲走。
这里的“滑石”就像是一种特殊类型的载荷，它会让轴产生“滑动”应力，这种应力可能会导致轴的损坏。
再来说说“弯曲应力”。
想象一下，角色在森林中行走时，可能会不小心踩到一根突出的树枝。
这时，角色的脚就会向一侧弯曲，就像轴受到了“弯曲”应力一样。
这种应力虽然不会直接导致轴损坏，但它会影响轴的稳定性和寿命。
我们来谈谈“疲劳应力”。
想象一下，角色在森林中走了一天，累得筋疲力尽。
这时，如果角色突然遇到了一条狭窄的小道，角色必须弯下腰来通过。
这时候，如果角色的腰部肌肉长时间处于紧张状态，就可能会产生“疲劳”应力。
这种应力可能会导致轴的断裂。
总的来说，轴所受的载荷类型和载荷所产生的应力类型是一个既有趣又复杂的问题。
膜片联轴器应力分析摘要：由于联轴器找正不好导致轴线间的角向不对中，从而使膜片内产生交变应力引起疲劳损坏。
本文对六孔束腰形膜片进行UG实体建模，从对膜片模拟施加应力进行有限元分析。
从分析结果可以看出：离心泵联轴器对中好坏可以直接影响膜片的实用寿命。
关键词：找正UG建模模拟1.引言膜片联轴器由两端轴、膜片组、中间轴和连接螺栓组成。
（图1）金属挠性膜片联轴器是一种以金属挠性元件来传递转矩而无需润滑的传动装置，其挠性元件是由一定数量的薄金属膜片叠合而成的膜片组。
它通过高强度合金膜片组产生弹性变形来实现联轴器的挠性传动, 利用膜片的柔性来吸收输入输出轴间的相对位移。
联轴器在机泵中的作用是传递扭矩和力，所以联轴器对中的好坏将直接影响膜片的使用寿命。
在炼化企业中，离心泵膜片工作状态的好坏直接影响到机泵的振动。
当膜片变形严重，失去正常传递扭矩和力的作用后，机泵会因此出现振动增加，继而引起密封泄漏直至发生火灾爆炸等严重事故。
本文以六孔束腰形膜片为例，通过对传动扭矩和力的加载，进行UG建模有限元分析处理，直观的展示在工作状态中膜片的应力分析。
为我们在工作中重视联轴器对中质量提供参考依据。
图12.不对中的形式及引起的力矩2.1不对中形式膜片联轴器对中结果不外乎如下几种基本类型: 角向( 两轴中心线成一定角度交于两轴端之间的中点) 、横向( 两轴中心线平行偏移) ，而横向位移不对中可以转化为角不对中。
旋转轴系运行时出现的实际偏移往往是以上任意2种不对中的组合。
当膜片联轴器旋转时, 其角向偏移将产生交变应力, 每旋转一周循环交变一次。
膜片动应力将导致膜片和螺栓的疲劳破坏, 因而准确地计算动静复合应力, 是预测膜片联轴器寿命、保证膜片联轴器可靠工作的关键。
膜片作为膜片联轴器的关键弹性元件,在工作中的受力状态较为复杂，而主要的失效原因为不对中，本文研究限于分析膜片在单独承受某一种载荷时的应力分布情况,所以本文只以角不对中为例进行分析。
轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型1. 引言在咱们的日常里，轴可是个大明星，它默默无闻地支撑着各种机器。
但是，你知道轴是怎么承受力量的吗？这些力量又是如何转化为我们肉眼看不见的“应力”吗？别急，今天我们就来聊聊这个让人又爱又恨的话题——轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型。
2. 什么是载荷类型？我们要搞清楚什么是载荷类型。
简单来说，就是那些给轴上施加的力量。
这些力量可能是来自机器的运转，也可能是来自外界的环境。
比如，当咱们骑自行车的时候，自行车的轮子就会转动，这时候就有一个力在轴上产生。
再比如，当咱们用电脑的时候，键盘和鼠标都会对轴产生压力，这也是一个力的作用。
3. 载荷类型有哪些？载荷类型可多了去了。
比如说，有重力、离心力、摩擦力、冲击力等等。
这些力量大小不一，作用方式也各不相同。
有的直接作用于轴，有的则通过其他部件间接作用。
比如，当咱们跑步时，脚下的地面就是一个很大的摩擦力，它让咱们跑得更快；而当汽车刹车时，轮胎和地面之间的摩擦就变成了一个阻力，让车子停下来。
4. 载荷类型与应力的关系知道了载荷类型后，咱们再来说说它们与应力之间的关系。
应力其实就是物体内部的一种“紧张”状态，它的大小和方向都反映了物体受力的情况。
比如，当咱们用锤子敲打木头时，木头就会变形，这就是一种应力。
而这种变形的程度，就是我们常说的“应力”。
5. 如何测量应力？测量应力的方法有很多，最常见的就是使用应变计。
当物体受力时，它的某些部分会发生形变，而这些形变的大小和方向就可以反映应力的大小和方向。
比如，当咱们用尺子量物体的长度时，如果物体发生了形变，那么这个长度的变化就可以告诉我们应力的大小。
6. 如何减小应力？减小应力其实很简单，只要我们合理设计轴的结构，减少不必要的应力就可以了。
比如，我们可以在轴的设计中加入一些减震器或者弹簧，这样就能有效地吸收或分散掉一部分应力。
这需要一定的专业知识，所以咱们平时还是少动不动去拆修东西比较好。
螺栓联接的预紧力与疲劳强度的讨论轴向拉力作用下螺栓联接的失效多数为疲劳失效。
统计表明百分之九十以上螺栓失效都与应力集中作用产生的疲劳失效有关。
由于螺栓联接是一个多接触面的弹塑性接触问题，在重复加载作用下的应力应变关系十分复杂，并且影响疲劳强度的参素众多，因此，直接通过对螺纹的应力应变分析来计算螺栓联接的疲劳强度的实用意义不大。
通常的做法是先计算出外力与预紧力作用下螺栓中的平均应力与变化应力，然后对应力集中，尺寸效应等影响疲劳强度的参数进行综合考虑，再应用古德曼法则来计算螺栓联接的疲劳强度。
一般情况下联接件的有效刚度远大于螺栓刚度。
螺栓预紧力的存在，除了使零件之间产生紧密联接，增强联接的刚性之外，还会大幅度降低在拉伸载荷作用下螺杆应力的变化幅度，由此提高了螺栓联接的疲劳强度。
如果预紧力不够大，拉伸载荷有可能超过螺栓联接的预紧力，造成联接件分离，这会使螺栓联接的刚度大幅下降，同时也使应力变化幅度大幅增大而迅速降低螺栓联接的疲劳强度。
增大螺栓联接的预紧力，不但能降低联接件在载荷作用下产生分离的风险，还能提高螺栓联接的防松能力，防止预紧力在重复外力作用下变小。
以下分析从疲劳强度计算的角度来讨论螺栓联接预紧力对螺栓联接疲劳强度安全系数的影响。
1/ 71 螺栓联接疲劳强度安全系数计算螺栓联接的疲劳强度可通过古德曼准则作近似计算。
在周期循环应力作用下，根据古德曼准则，金属零件的持久极限疲劳强度曲线可由下式决定：其中，Sa，Sm为古德曼持久极限疲劳强度线上任一点上对应的交变应力与平均应力，Su为材料的抗拉强度，Se为零件的综合疲劳极限强度。
零件的持久极限疲劳强度安全系数的计算与应力的加载路径有关。
对比例加载，零件持久极限疲劳强度设计的安全系数可用持久极限疲劳强度曲线上的应力幅度Sa与实际应力幅度σa 的比值来定义。
在外力作用为零时，螺栓联接中存在一个预紧力Fi作用。
预紧力在螺杆中产生的平均预应力可通过σi = Fi / At计算，其中Fi 为螺栓联接的预紧力，At为螺杆的有效受力面积。
螺栓应力集中位置全文共四篇示例，供读者参考第一篇示例：我们先来了解一下什么是螺栓应力集中位置。
螺栓应力集中位置指的是在螺栓周围产生应力集中的区域，这是由于螺栓与被连接件之间的形状不匹配或者受到外力作用而产生的。
应力集中会导致螺栓断裂或者变形，从而影响机械设备的运行和安全性。
影响螺栓应力集中位置的因素有很多，主要包括以下几个方面：1. 螺栓预紧力不均匀：螺栓在安装时受到的预紧力不均匀，会导致螺栓在受力时产生应力集中现象。
2. 螺栓长度不足：如果螺栓长度不足，无法完全穿透被连接件，会导致连接件之间存在间隙，使得螺栓承受更大的应力。
3. 螺栓表面质量不良：螺栓表面存在磨损、裂纹等缺陷，会降低其承受能力，容易产生应力集中。
4. 螺栓材料选择不当：螺栓的材料强度不足或者选择错误，也会导致螺栓在受力时发生应力集中。
为了预防螺栓应力集中现象，我们可以采取以下几种措施：1. 合理设计螺栓连接结构：在设计螺栓连接结构时，应考虑螺栓与被连接件之间的形状匹配度，避免出现应力集中现象。
2. 均匀施加预紧力：在安装螺栓时，应均匀施加预紧力，避免螺栓受力不均匀而产生应力集中。
3. 选择合适的螺栓材料：在选择螺栓材料时，应根据实际使用环境和要求选择合适的材料，以确保螺栓能够承受相应的载荷。
4. 定期检查螺栓连接：定期检查螺栓连接的状态，及时发现问题并采取维护措施，可以有效预防螺栓应力集中现象的发生。
螺栓应力集中位置是影响螺栓连接稳定性和使用寿命的重要因素，我们在使用和设计螺栓连接时应该引起足够的重视。
通过合理设计、合理安装和定期检查，可以有效预防螺栓应力集中现象的发生，确保机械设备的安全运行。
希望本文可以对读者有所帮助，谢谢！第二篇示例：螺栓是一种用于连接两个或多个零部件的机械元件，常用于机械设备、汽车、船舶等领域。
螺栓在连接过程中承受着拉伸力、剪切力和扭矩等不同类型的载荷，因此螺栓的设计和安装必须符合一定的规范和标准，以确保连接的可靠性和安全性。
螺纹联接件应力分析美国ANSYS股份有限公司上海代表处•在工程、机械结构中螺栓--螺母联接是一种常用的紧固方式。
零件很小，但受力情况比较复杂。
为了能得到比较实用的结果，先按如下过程分二步进行应力分析。
•一、整体分析•包含对螺栓、螺母、夹板及相互之间的接触分析。
模型规模较大，为了减少计算工作量，不考虑工件各处的圆角，另外略去螺母两端的过度圈，加载时先让其产生预紧拉力，再拧动螺栓，使其与实际受力，相对位移情况相同。
•具体计算条件如下：• 1. 螺纹直径5mm,螺距0.5mm，三角形螺纹。
• 2. 紧固板厚4mm。
• 3. 有效接触圈数7圈。
• 4. 紧固扭距720N-mm。
• 5. 所有接触面间摩擦系数0.15.•具体模型的螺栓应力\位移,接触面间的压力,螺母,中间板的应力见图2～图6.•由于单元划分较粗,螺纹底部的应力集中没有反映出来,因此应力数值偏低•二、细节分析–取出螺栓的一个径向切面进行细节分析，根据整体分析得到的螺栓中的拉应力和接触面压力来确定径向切片点上的压力。
在螺纹底部，若不考虑圆角，则在相同的载荷情况下，应力与单元划分的大小密切相关。
从弹性力学的观点看，该点是一个应力奇点。
理论应力无限大，实际情况并否如此。
因总有刀具圆角存在，圆角的大小决定了该点的应力集中系数。
先取刀具圆角为0.01mm 进行计算，为了得到比较可靠的结果，对圆角圆弧线分别以２,4,6,8,10,12等分，再划分单元，图７，图８表示单元划分情况，图９表示圆弧中点应力随等分数的变化，可看到在１０等分、１２等分时最大应力结果以基本不变，最后以１２等分时的结果为准。
•具体计算时再分二种情况–１. 螺母厚度４mm、有效螺牙７圈，–计算结果见图１０,１１,１２；– 2. 螺母厚度３mm。
有效螺牙５圈，–计算结果见图１３，１４。
图1 螺栓几何模型图 2 螺栓中的应力图 3 螺栓位移图 4 接触面上的压力图 5 中间夹板应力图 6 螺母中应力图7 单元及载荷图8 逐步细分单元图图9 圆角中点应力与等分数的关系图10 轴向应力(t=4)图11 轴向应力径向分布曲线(t = 4)图12 Mises 应力分布(t = 4)图13 轴向应力径向分布曲线(t = 3)图14 Mises 应力分布(t = 3)。
柴油机缸盖螺栓的应力分析摘要：结合大功率柴油机性能强化的数值计算，在考虑螺纹的基础上建立了气缸盖螺栓的CAD装配体模型；并采用接触分析法对螺栓的应力应变进行了三维有限元计算.对螺栓的疲劳强度进行了校核。
分析结果表明•螺纹受力仍处于弹性变化范围.可采用转角法进一步拧紧。
关键词：螺栓疲劳强度有限元分析转角法弓言：缸盖螺栓是在循环交变应力条件下工作的.是发动机零件强度要求最高的螺栓之一。
螺栓虽小.但由于其儿何形状和载荷条件十分复杂.目前国内对螺栓工作时的应力应变状态的研究还不够。
本文针对螺纹联接件的特点，以潍柴6160型柴油机提升功率为例.对缸盖螺栓的疲劳强度进行了有限元计算校核, 以此来探讨高强度螺栓的计算分析方法，研究螺栓的疲劳应力应变状态。
计算基于以下条件：发动机提升功率后的缸内气体爆发压力由11MPa提高到13MPO：螺栓预紧力矩:丁=650N・m.螺栓规格与材料性能:M27X2、10.9级高强度螺栓, 材料45Cr,抗拉强度o b=1000MPd,屈服极限。
9= 835MPa,公称应力截面积As= 459.2mm2o 疲劳极限。
一1=330MPo。
图1螺栓装配及螺栓联接受力分配图1螺栓预紧力的计算缸盖螺栓的装配见图1所示。
拧紧力矩T使螺栓和被连接件之间产生预紧力Q“拧紧力矩T 等于螺旋副间的摩擦力矩「和螺母环形端而与被连接件支承而间的摩擦阻力矩丁2之和.即T=T I+T2O 螺旋副间的摩擦力矩Ti=Qp • d2/w • tg (P + X),螺母与支承而之间摩擦阻力矩T.= U・ Q P/3 • ( Do3)/( DoA由此可得螺栓预紧力6的计算方法如下：Q P= 2Td^tg( P + X) +0.667 U Do3— do3Do2— do2由此公式可以计算得出缸盖螺拴的预紧力Q P= 126454 No2疲劳强度计算大量实践统计表明.承受交变载荷的螺栓联接80%以上为疲劳破坏［1］。
而缸盖螺栓是在气体爆压等变应力条件下工作的.因此要精确校核其强度必须采用疲劳应力校核。
