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估算花键联轴器接触压力的分析方法

花键联轴器是连接两个旋转轴的一种机械连接方式。它由两部分组成：联轴器本体和联轴器轴颈。两部分都带有啮合齿，用于传递载荷。然而，花键联轴器通常尺寸偏大，这使得它们容易出现疲劳和静态失效。磨损现象也会导致联轴器失效。因此，合理的花键联轴器设计对于实现最佳性能至关重要。

样条耦合器的建模

花键联轴器在航空航天工业中应用日益广泛，但由于其运行状态存在轻微的错位，会导致振动并损伤接触面。为了解决这个问题，本文提出了一些用于估算花键联轴器接触压力的解析方法。具体而言，本文将解析方法与纯数值方法进行比较，以展示解析方法的优势。
要对样条联轴器进行建模，首先需要创建样条联轴器的知识库。该知识库包含大量相互关联的规范值。如果修改其中一个规范值，可能会导致违反其他规范的警告。为了使设计有效，必须创建符合指定规范值的样条联轴器模型。
完成几何建模后，必须输入两个花键联轴器的接触压力。然后，需要确定花键节圆的位置。如图 2 所示，公联轴器的中心与母联轴器的中心重合。接下来，需要确保两个花键的啮合距离相同。
一旦您拥有创建花键联轴器模型所需的数据，即可开始输入接口设计的规格。获得这些数据后，您需要选择优化内花键还是外花键。您还需要指定齿摩擦系数，该系数用于确定花键联轴器模型 20 中的应力。您还应输入导向间隙，即花键 1 上齿 32 的齿尖 186 与配合花键上特征之间的间隙。
输入外花键所需的规格后，即可输入内花键的参数。例如，您可以输入内花键主卡槽 54 的外径极限值 154 和次卡槽 56。这些参数值会显示在“花键输入和配置”图形用户界面屏幕 80 的彩色方框中。输入参数后，屏幕上将显示花键联轴器模型 20 的几何图形。

创建样条联轴器模型 20

样条联轴器模型 20 由产品建模软件 10 创建。该软件根据配置相关的规范约束和关系知识库验证样条联轴器模型。然后，该验证报告被输入到 ANSYS 应力分析程序中。报告列出了样条联轴器模型 20 的几何配置以及每个特征的规范值。每次修改样条联轴器模型 20 的配置或性能规范时，都会自动重新创建该模型。
可使用产品模型软件程序 10 配置花键联轴器 20 型。用户可指定花键组的轴向长度（可为零或固定长度）。用户还可输入径向配合面 148（如有），并选择导向间隙规格值，该值可选 14.5 度或 30 度。
用户随后可以使用鼠标 110 修改样条耦合模型 20。样条耦合知识库包含大量可能的规范值和样条耦合设计规则。如果用户尝试更改样条耦合模型，模型将显示违反其他规范的警告。在某些情况下，修改可能会导致设计失效。
在花键联轴器模型 20 中，用户输入其他性能要求规范。用户选择内花键 38 和外花键 40 的最大扭矩传递位置。最大扭矩传递位置取决于硬件与轴的连接方式。选择完成后，用户可以单击“下一步”保存模型。此时将显示花键联轴器模型 20 的预览。
模型 20 代表一个花键联轴器。花键规格按照花键联轴器模型 20 图形用户界面 (GUI) 屏幕上指定的顺序和排列方式输入。输入花键联轴器规格后，产品模型软件 10 会将其整合到花键联轴器模型 20 中。这是创建花键联轴器模型的最后一步。

分析样条耦合模型 20

对花键联轴器模型的分析包括输入其配置和性能规格。这些规格可以由其他计算机程序生成。然后，产品模型软件程序 10 利用其内部关于配置相关规格关系和约束的知识库，创建有效的三维参数化模型 20。该模型包含描述花键齿 32、卡槽 34 和肩部 36 的数量和类型的信息。
在分析样条联轴器时，软件程序 10 会包含各种规格的默认值。样条联轴器模型 20 由内样条 38 和外样条 40 组成。每个样条都有其自身的一组参数，例如深度、宽度、长度和半径。外样条 40 也包含其自身的一组参数，例如方向。
选择这些参数后，软件程序将对花键联轴器模型 20 进行各种分析。软件程序 10 计算花键联轴器的标称和最大齿面承载应力以及疲劳寿命。它还会确定内花键和外花键扭转缠绕的差异。分析的输出文件是一个报告文件，其中包含模型配置和规格数据。其他计算机程序也可以使用该输出文件进行进一步分析。
设置好这些参数后，用户即可输入花键联轴器模型 20 的设计标准。在此步骤中，用户需指定外花键和内花键 38 的最大扭矩传递位置。最大扭矩传递位置取决于连接到轴上的硬件配置。用户最多可以为每个花键输入 4 个不同的性能要求规范。
分析结果表明，样条耦合过程分为两个阶段。第一阶段应力和振动显著增加。第二阶段应力和振动水平均有所下降。第三阶段啮合力稳定在300N至320N之间。这种状态持续较长时间，直至最终阶段与表面完全啮合。

花键联轴器的错位

本研究旨在探究在恒定扭矩和旋转不对中作用下，花键联轴器啮合齿中合力接触力的位置。研究采用基于有限元法（FEM）模型的数值方法，并获得了标称工况和平行偏移不对中的数值结果。研究考虑了两种不对中程度（0.02 mm 和 0.08 mm）以及不同的载荷水平。
结果表明，花键与转子之间的不对中会导致花键-转子联轴器系统的啮合力发生变化。该系统的动力学特性受花键啮合力控制。不对中花键联轴器的啮合力与转子-花键联轴器系统的参数、传递扭矩和动态振动位移有关。
尽管缺乏精确的测量数据，花键错位仍然是一个常见问题。由于花键通常存在齿隙，这个问题变得更加复杂。齿隙正是由花键错位造成的。作者分析了多种花键，这些花键具有不同的节圆直径和长径比。
花键联轴器是一种二维机械系统，具有正齿隙。花键联轴器由轮毂和轴组成，其齿尖到齿根的间隙大于齿隙。齿根圆角处预留的间隙足以防止齿尖与齿根圆角接触。花键上的扭矩通过摩擦力传递。
当花键联轴器未对准时，会产生扭矩偏置的推力。在这种情况下，该力可能超过扭矩，导致部件失去对准。本研究对扭矩和推力的双向传递进行了分析建模。该分析方法提供的解决方案可集成到设计过程中。因此，下次遇到花键联轴器未对准问题时，请务必采用分析方法！
本研究在标称工况下分析了无平行偏移不对中的花键联轴器。所得刚度值是标称节圆直径与载荷作用直径之间的百分比差异。此外，在 5000 N·m 的扭矩下，测得的节圆直径的最大百分比差异为 1.601TP³T。计算中还考虑了另一个参数——节圆角。