劉小輝

(中國船舶重工集團(tuán)公司第七一三研究所，河南 鄭州 450015)

0 引言

輪胎式聯(lián)軸器屬于高彈性撓性聯(lián)軸器，因其具有位移補(bǔ)償作用，能夠合理地改善軸系的傳動特性，而廣泛應(yīng)用于軸系對中精度不高、傳動載荷不均勻的設(shè)備上，如內(nèi)燃機(jī)、沖床、軋機(jī)、船用發(fā)電機(jī)、船舶主機(jī)推進(jìn)軸系。在選型和校核輪胎式聯(lián)軸器時，需充分考慮傳動系統(tǒng)的動力特性、負(fù)載情況、工況要求以及環(huán)境條件等一系列因素。

1 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

輪胎式聯(lián)軸器通過向外或向內(nèi)凸起的輪胎形高彈性橡膠半輪胎元件傳遞扭矩，半輪胎通過硫化膠合在鋼制半殼體上，半殼體與輪轂用螺栓連接，安裝簡單，拆卸方便，不需潤滑，減震能力強(qiáng)，補(bǔ)償兩軸相對位移的能力較大[1]。其基本結(jié)構(gòu)如圖1，是由橡膠或橡膠織物制成的輪胎狀彈性元件，兩端由壓板和螺釘分別固定在兩個半聯(lián)軸器上[2]。

圖1 輪胎式聯(lián)軸器基本結(jié)構(gòu)

高彈性聯(lián)軸器在傳遞扭矩時會產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，并會沿軸向伸長，若在傳遞扭矩過程中橡膠元件兩端為剛性約束，將會產(chǎn)生很大的軸向力。輪胎式聯(lián)軸器利用橡膠高彈性特性，通過調(diào)整軸系固有頻率和降低扭振振幅來改善軸系特性，改善軸系的對中性，吸收兩軸間平行、角度及軸向偏差，避免軸向力過大引起的危害，適合于啟動頻繁、正反轉(zhuǎn)多變、沖擊較大、載荷不均勻的設(shè)備。合理地選用輪胎式聯(lián)軸器關(guān)系到軸系的傳動性能、使用壽命、維護(hù)保養(yǎng)和經(jīng)濟(jì)性，需要引起重視。

2 關(guān)鍵特性

2.1 額定轉(zhuǎn)矩、最大轉(zhuǎn)矩

額定轉(zhuǎn)矩是指滿足設(shè)備持續(xù)工作下的平均轉(zhuǎn)矩，最大轉(zhuǎn)矩是考慮到啟動、沖擊、通過臨界點(diǎn)等情況能夠滿足設(shè)備瞬態(tài)工況的工作轉(zhuǎn)矩。選型和校核時最大轉(zhuǎn)矩須小于所選聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩。

2.2 動態(tài)扭轉(zhuǎn)剛度和相對阻尼

動態(tài)扭轉(zhuǎn)剛度是一個振動周期內(nèi)彈性轉(zhuǎn)矩與對應(yīng)扭轉(zhuǎn)角的振幅之比，可以調(diào)節(jié)軸系的自振頻率，以實現(xiàn)避開共振。相對阻尼是在一個振動周期內(nèi)轉(zhuǎn)換成熱量的阻尼功與彈性變形功之比，反映其衰減振動的能力。

2.3 許用軸向位移、許用徑向位移、許用角位移

三者分別是允許聯(lián)軸器主、從動端相對端面和軸線的偏移量，這個偏移量是由安裝誤差、軸的竄動和跳動、熱膨脹、基座變形和振動所引起的，反映了聯(lián)軸器補(bǔ)償主、從動機(jī)兩端軸線位移的能力[3]。

3 適用工況

對于載荷存在一定的不均勻性的設(shè)備，其傳動會產(chǎn)生不可避免的徑向位移或軸向位移，產(chǎn)生一定的扭矩沖擊，從聯(lián)軸器種類上應(yīng)選擇撓性聯(lián)軸器。由于使用時存在正反轉(zhuǎn)多變，當(dāng)聯(lián)軸器聯(lián)接的兩個轉(zhuǎn)動質(zhì)量的角速度不一樣大時，會產(chǎn)生速度沖擊，這種速度沖擊大多數(shù)情況下是由于聯(lián)軸器或原動件的轉(zhuǎn)動間隙產(chǎn)生的，對于重載荷頻繁啟動的場合，應(yīng)選擇一種高彈性、高阻尼的絕對無間隙的聯(lián)軸器?？紤]到維護(hù)方便和振動緩沖，應(yīng)選擇滿足要求的高彈性橡膠聯(lián)軸器，裝有天然橡膠(NR)的輪胎式聯(lián)軸器適合于此工作條件[4]。

4 工程實例

4.1 實例介紹和分析

圖2為軋機(jī)的軋件輸送裝置，帶減速箱的交流電動機(jī)1安裝在地面基座上，工作輥3兩端的滾子軸承通過軸承座固定在地面上，扎件隨工作輥3的正反轉(zhuǎn)動被雙向輸送，每個工作輥靠一個驅(qū)動電機(jī)單獨(dú)驅(qū)動，在驅(qū)動電機(jī)1輸出軸和工作輥3輸入軸之間需要選型一種維護(hù)簡單，能緩解沖擊，并能夠補(bǔ)償軸向、徑向和角位移，有振動阻尼的聯(lián)軸器。具體參數(shù)如下：工作輥3轉(zhuǎn)速n=136 r/min，功率P=4.5 kW，每個工作輥所分擔(dān)的輸送軋件4質(zhì)量m=1200 kg，其電機(jī)雙向工作，每小時變換方向約65次，工作環(huán)境溫度最高為55℃，驅(qū)動電機(jī)的轉(zhuǎn)動慣量約為2.1 kg·m2，工作輥子的轉(zhuǎn)動慣量約為7.9 kg·m2。

圖2 軋機(jī)扎件輸送裝置

根據(jù)使用工況特點(diǎn)，軋機(jī)存在頻繁啟動、雙向工作、載荷不均勻等特點(diǎn)，為能補(bǔ)償不可避免的位移，應(yīng)選擇一種撓性聯(lián)軸器，按照聯(lián)軸器選擇步驟：聯(lián)軸器-撓性-形狀封閉-軸向、徑向、角度、扭轉(zhuǎn)方向補(bǔ)償-彈性。由于運(yùn)動中方向交變，應(yīng)選擇一種高彈性和高阻尼的絕對無間隙的聯(lián)軸器，考慮到維護(hù)簡單以及振動緩沖，參考相應(yīng)的特點(diǎn)，選擇滿足所有要求的高彈性橡膠聯(lián)軸器，裝有天然橡膠(NR)輪胎的輪胎式聯(lián)軸器能夠滿足其要求，其允許的工作溫度范圍為20～80 ℃。

為選用合適的輪胎式聯(lián)軸器，并對其性能進(jìn)行校核，應(yīng)先確定扭矩輸入端與輸出端的名義轉(zhuǎn)矩所產(chǎn)生的載荷，初步選定聯(lián)軸器的型號。然后根據(jù)其沖擊轉(zhuǎn)矩和正反轉(zhuǎn)次數(shù)，將系統(tǒng)簡化為雙質(zhì)量振動系統(tǒng)，將輸入端和輸出端的轉(zhuǎn)動慣量等效到聯(lián)軸器軸上，并考慮啟動沖擊、溫度影響等因素，計算工作最大轉(zhuǎn)矩，與所選聯(lián)軸器的許用瞬時最大轉(zhuǎn)矩相比較。最后校核聯(lián)軸器是否能補(bǔ)償預(yù)期的軸向或徑向位移，并計算相應(yīng)的回復(fù)力。

4.2 根據(jù)名義轉(zhuǎn)矩初選聯(lián)軸器型號

輥子圓周上的摩擦力FR=μFN=μmg決定了可傳遞扭矩，即負(fù)載端的名義轉(zhuǎn)矩。

TLN=FRd/2=μmgd/2=0.157×1200×9.8×0.57/2=526.2 N·m。

式中：負(fù)載端的名義轉(zhuǎn)矩為滾子和軋件之間的摩擦封閉所限制的轉(zhuǎn)矩，其摩擦系數(shù)μ≈0.157。為了找到經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)的聯(lián)軸器型號，按最惡劣載荷類型設(shè)計。根據(jù)制造商數(shù)據(jù)表格查詢天然橡膠(NR)輪胎式聯(lián)軸器在t=55 ℃時的溫度系數(shù)St=1.4，得到負(fù)載端名義轉(zhuǎn)矩決定的載荷為TK=TLNSt=526.2×1.4=736.7 N·m≤TKN。

根據(jù)計算的負(fù)載端名義轉(zhuǎn)矩，參照國標(biāo)GB/T5844—2002選擇UL10型輪胎式聯(lián)軸器。其具體參數(shù)為：名義轉(zhuǎn)矩TKN=800 N·m，瞬時最大轉(zhuǎn)矩TKmax=2240 N·m，半聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量為J1=J2=0.1596 kg·m2[5]。

4.3 校核聯(lián)軸器

考慮到交流電機(jī)在啟動時有轉(zhuǎn)矩沖擊，啟動端的沖擊、工作溫度升高時強(qiáng)度下降程度以及持續(xù)交變轉(zhuǎn)矩對頻率的相關(guān)程度均影響工作性能，將系統(tǒng)簡化為雙質(zhì)量振動系統(tǒng)，其聯(lián)軸器在主動端考慮沖擊后的計算轉(zhuǎn)矩為：

計算負(fù)載端JL等效到電動機(jī)(聯(lián)軸器)軸的轉(zhuǎn)動慣量，以速度V運(yùn)動的軋件，其質(zhì)量m等效到角速度為ω的聯(lián)軸器軸上的轉(zhuǎn)動慣量為：

其中：每個輥子所分擔(dān)的軋件質(zhì)量為m=1200 kg；

總轉(zhuǎn)動慣量還要考慮負(fù)載端以ω旋轉(zhuǎn)的半聯(lián)軸器和輥子，相加后負(fù)載端的總轉(zhuǎn)動慣量為：

JL=97.68+0.1596+7.9=105.74 kg·m2

主動端的轉(zhuǎn)動慣量含驅(qū)動電機(jī)的轉(zhuǎn)動慣量和主動端半聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量：

JA=2.1+0.1596=2.259 kg·m2

考慮沖擊的轉(zhuǎn)矩=交流電動機(jī)的極限轉(zhuǎn)矩=2.4×交流電動機(jī)的名義轉(zhuǎn)矩。主動端的沖擊轉(zhuǎn)矩為：

TAS=2.4TAN=2.4×9550×4.5/136=758.4 N·m

考慮到?jīng)_擊、啟動以及溫度對工作性能的影響，通過加權(quán)系數(shù)SA、St、SZ來表示，并由依據(jù)聯(lián)軸器制造商給出的數(shù)據(jù)表格手冊，確定主動端的沖擊系數(shù)SA=1.8，啟動系數(shù)SZ=1.3(雙向工作z=65×2=130)，溫度系數(shù)St=1.4，所以考慮主動端沖擊后的計算轉(zhuǎn)矩為：

=2432.5 N·m

考慮啟動沖擊后的計算轉(zhuǎn)矩大于所選UL10型輪胎式聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩：

TK>TKmax=2240 N·m

故知按名義轉(zhuǎn)矩所選的輪胎式聯(lián)軸器太小，應(yīng)選擇大一級型號的輪胎式聯(lián)軸器，參照國標(biāo)GB/T5844—2002選擇UL11型輪胎式聯(lián)軸器。其具體參數(shù)為：名義轉(zhuǎn)矩TKN=1000 N·m，瞬時最大轉(zhuǎn)矩TKmax=2500 N·m，半聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量J1=J2=0.2792 kg·m2。

TK=2432.5 N·m≤TKmax=2500 N·m

選擇UL11型輪胎式聯(lián)軸器，滿足要求。

4.4 校核補(bǔ)償位移并計算回復(fù)力

實例中根據(jù)設(shè)備的使用工況，提出預(yù)期補(bǔ)償?shù)妮S向位移、徑向位移及角位移分別為1.5 mm、2 mm、0.75°。軸向位移會在聯(lián)軸器中產(chǎn)生靜載荷，而徑向位移和角位移會產(chǎn)生交變載荷，位移的補(bǔ)償會減小與其相鄰的軸或軸承對其的反力，減小其對設(shè)備的危害，這在一定條件下必須加以考慮[7]。在校核時還需要考慮到溫度、頻率等因素對補(bǔ)償量的影響，所選的輪胎聯(lián)軸器的許用位移與預(yù)期位移補(bǔ)償值之間須滿足下述條件：

ΔWaSt≤ΔKa；ΔWrStSf≤ΔKr；ΔWwStSf≤ΔKw。

式中，ΔKa、ΔKr、ΔKw為半聯(lián)軸器之間的許用軸向、徑向和角位移。根據(jù)GB/T5844—2002規(guī)定，查表可知，UL11型輪胎式聯(lián)軸器許用補(bǔ)償量ΔKa=3 mm，ΔKr=3.6 mm，ΔKw=1.5°。

St、Sf為溫度系數(shù)、頻率系數(shù)。對于天然橡膠(NR)聯(lián)軸器，工作環(huán)境溫度為40℃～60℃時，St=1.4。角速度ω≤36 s-1時，Sf=1.0。

ΔWa、ΔWr、ΔWw為設(shè)備軸系軸向位移、徑向位移、角位移的預(yù)期補(bǔ)償值。

由此可知，UL11型輪胎式聯(lián)軸器滿足條件：

ΔWaSt=1.5×1.4=2.1 mm≤ΔKa=3 mm

ΔWrStSf=2×1.4×1=2.8 mm≤ΔKr=3.6 mm

ΔWwStSf=0.75×1.4×1=1.05°≤ΔKw=1.5°

在實際應(yīng)用中，聯(lián)軸器的軸向補(bǔ)償位移、徑向補(bǔ)償位移會產(chǎn)生回復(fù)力，角度補(bǔ)償位移會產(chǎn)生回復(fù)力矩，使聯(lián)軸器本身、軸及軸承承受附加載荷，有必要計算回復(fù)力和回復(fù)力矩來輔助設(shè)計聯(lián)軸器、軸及軸承。對于輪胎式聯(lián)軸器，根據(jù)其在軸向、徑向、扭轉(zhuǎn)方向的彈簧剛度Ca、Cr、Cw(生產(chǎn)廠商提供)可計算位移預(yù)期補(bǔ)償值對應(yīng)的回復(fù)力和回復(fù)力矩。

軸向回復(fù)力：Fa=ΔWaCa=1.5×440=660N

徑向回復(fù)力：Fr=ΔWrCr=2×280=560N

5 結(jié)論

輪胎式聯(lián)軸器，安裝簡單，不需潤滑，減震能力強(qiáng)，對設(shè)備軸系軸向位移、徑向位移、角位移補(bǔ)償能力較大，適合于啟動頻繁、正反轉(zhuǎn)多變、沖擊較大、載荷不均勻的工況。其選用和校核須考慮轉(zhuǎn)矩沖擊、啟動端的沖擊、工作溫度升高時強(qiáng)度下降程度以及持續(xù)交變轉(zhuǎn)矩對頻率的相關(guān)程度等因素的影響，校核時計算沖擊轉(zhuǎn)矩，與聯(lián)軸器允許的瞬時最大轉(zhuǎn)矩進(jìn)行比較。并進(jìn)一步校核使用工況條件下，聯(lián)軸器的軸向、徑向和角位移的預(yù)期補(bǔ)償量，加上使用溫度及頻率等因素的影響，與許用值相比較是否滿足預(yù)期補(bǔ)償，根據(jù)預(yù)期補(bǔ)償值計算相應(yīng)的回復(fù)力和回復(fù)力矩。